机械设计课程设计_一

1、机械设计课程设计课题名称 一级圆柱齿轮减速器的设计计算 学 院 材料与冶金学院 专 业 高分子材料与工程 班 级 081班 姓 名 刘智峰 学 号 080802110191 指导老师 郑伟刚 老师 完成日期 2011年01月05日 目录第一章 绪论第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件2.4 传动系统方案的选择 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.2 电动机选择3.3 传动比分配3.4 动力运动参数计算第四章 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)4.1 齿轮材料和热处理的选择4.2 齿轮几何尺寸的设计计算

2、 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定4.3 齿轮的结构设计第五章 轴的设计计算(从动轴)5.1 轴的材料和热处理的选择5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径5.2.2 轴的结构设计5.2.3 轴的强度校核第六章 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核6.3 联轴器的选择第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算 第八章 带轮的设计

3、 第一章 绪 论参考文献1、 机械设计基础，杨可桢等主编，高等教育出版社。2、 机械设计课程设计，周元康等主编，重庆大学出版社机械制图教材3、 机械零件设计手册4、 工程力学教材 第二章 课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=2500N，输送带的工作速度V=1.0m/s，输送机滚筒直径D=300 mm。2.3 传动系统工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产

4、；三相交流电源的电压为380/220V。2.4 传动系统方案的选择图1 带式输送机传动系统简图计 算 及 说 明结果第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。3.2 电动机选择（一）工作机的功率Pw =F*V/1000=2500×1.0/(1000*1)=2.5kw(工作及传动效率为1)（二）总效率 = =0.95×0.98×0.99×0.98=0.90（三）所需电动机功率 Pd=Pw=2.5/0.90=2.78 kw 查机械零件设计手册得 Ped = 3 kw电动机选用 Y100L2-4 电动机额定

5、功率P3kw电动机满载转速nm1420r/min电动机轴伸出端直径28mm电动机伸出端安装长度60mm3.3 传动比分配 工作机的转速n=60×1000v/（D） =60×1000×1.0/(×300) =63.69r/min 取 i带 =4.461 则i总/i带=22.30/4.461=53.4 动力运动参数计算（一）转速n=1420（r/min）=/=/=1420/4.461=318.3（r/min） =/=473.333/5=63.66（r/min） =63.68（r/min） (二)功率PP1=P1=3×0.95=2.85 kwP2=P

6、1=2.85×0.98=2.793 kwP2=2.793×0.99=2.765 （三）转矩TT1=9550P1/n1=9550×2.85/1420=19.167 NmT2=9550P2/n2=9550×2.793/318.3=83.799 NmT3=9550P3/n3=9550×2.765/63.66=414.804 Nm电动机选用：Y100L2-4 =7.433计 算 及 说 明结果结果将上述数据列表如下：轴号功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 12.85142019.1674.461 22.793318.383.7995

7、 32.76563.66414.804第四章 带轮设计1.计算功率Pc 由表13-8 得KA=1.2 Pc=KA×P=1.2×3=3.6KW2.选择V带型号 Pc=3.6KW n1=1420r/min 按A型计算3.求大小带轮基准直径 d1、d2由表13-9 应不小于75 取d1=90mm d2=n1n2d1（1-）=3×90×（1-0.02）=393.5 mm由表13-9 取d2=400mm4.验算带速VV=d1n160×100=3.14×90×142060×100=6.69m/s带速在5-25m/s范围内 合适

8、5.求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距 a0=1.5（d1+d2）=1.5×（90+400）=735mm取a0=735mm 符合0.7（d1+d2）<a0<2（d1+d2）由L0=2a0+2（d1+d2）+d2-d124a0=2277mm查表13-2 对A型带选用Ld=2240mmaa0+Ld-L02=698mm6.验算小带轮包角1 1=1800-d2-d1a×57.30=1800-400-90698×57.30=154.60<1200合适7.求V带根数Z Z=PcP0+P0KdKl n1=1420r/min d1 =90 mm 查表13

9、-3得 P0 =1.05KW由i=d2d1（1-）=40090×1-0.02=4.5查表13-5得 P0=0.16KW 由=162.880 查表13-7得K=0.97 查表13-2得 KL=1.06 Z=PcP0+P0KdKl=3.61.05+0.16×0.93×1.06=3.018取z=3根8.求作用在带轮轴上的压力FQ查表13-1得 q=0.1kg/m单根V带的初拉力： F0=500PcZ*V2.5K-1+q*v2 =500×3.62×6.692.50.93-1+0.1×6.992=156 N作用在轴上的压力：FQ=2ZF0sin

10、12=2×2×272×sin16302N=913N第五章 齿轮的设计计算4.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用45号钢，调质处理，HB250 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB2004.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸（1）由机械零件设计手册查得Hlim1=580MPa Hlim2=550MPa SH = 1FE1=450 MPa FE2= 420 MPa SF = 1.25 F1=FE1/ SF= 450/1.25=360 MPa F2=FE2/ SF= 420/1.25=336 MPa H1=Hlim1/ SH = 5

11、80/1 =580 MPa H2=Hlim2/ SH = 550/1 =550 MPa（2）按接触强度设计：a(u1) 3(335H)2 (K*T_2)/(_(d*) u) 由已知得：T2=93.799 Nm载荷系数：k=1.2 (表11-3) d=1.2 (表11-6)a(u1) 3(335H)2 K*T2d*u =(51) 3(335550)2 1.2*93.7991.2*5 =141.65取 a=150初选螺旋角：=150模数：Mn=2acosz1+z2 =2*150cos15024+120=2.01 取：Mn=2校核螺旋角：=cos-1Mn*（z1+z2）2*a=cos-12*（24+

12、120）2*150 =16°15'37（3）验算弯曲强度：校核公式：F=2k·T2·YF·cosb·Mn·z1F计 算 及 说 明结果小齿轮的当量齿数：ZV1=Z1cos3=24cos3=25.0 ZV2=Z2cos3=120cos3=125.0齿形系数：（查图11-8）得：YF1=2.73 YF2=2.2b=d·a=1.2*150=180F1=2·1.2·2.73·cos·93799180·22·24=34.1Mp<F1=360 MPa同理， F2=

13、27.5Mp<F2=336 MPa（4）齿轮的圆周速率：V=d1n160×100=Mn·Z1cos·318.360×100=0.265 m/s对照表11-2，选8级精度制造合适。4.2.2 齿轮几何尺寸的确定由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25法面模数Mn2螺旋角16°15'37法面压力角an20°分度圆直径d150.0 mmd2250.0mm齿顶圆直径da1=d1+2 h*a·Mn=50+2*1*2=5454 mmda2=d2+2 h*a·Mn=50+2*1*2=254254 mm

14、齿根圆直径df1=d1+2 h*f·Mn=50-2*1.25*2=4545 mmdf2=d2+2 h*f·Mn=250-2*1.25*2=254254 mm中心距a =Mn*(z1+z2)cos150 mm齿 宽b2=b60 mmb1=b2+(510)65 mm4.3 齿轮的结构设计（1）小齿轮采用齿轮轴结构，（2）大齿轮采用平腹板铸造结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径： d=60轮毂直径： =1.6d=1.6×60=96 D0=df2-2=245-16=229 mm轮毂长度： L=(1.21.5) d =72 mm轮缘厚度 ： 0 = (2.54)m = 8

15、(mm) 取 =8mm轮缘内径 ： =0.25（D0+）=154.5mm分布孔径： d1=0.25（D0-）=0.25×（229-80）=37mm腹板厚： C=0.3b2=18mm齿轮倒角 ： n=0.5m=0.5×2=1强度足够=54mm=360mmhf=2.5mmha=2mmdf1=43mmdf2=3计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果齿轮工作如图2所示：计 算 及 说 明结果第五章 轴的设计计算5.1 轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217255=650MPa =360M

16、Pa =280MPa5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径从动轴=c=115=38.99mm考虑键槽=38.99×1.05=40.94mm选取标准直径=425.2.2 轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。5.2.3 轴的强度校核从动轴的强度校核 圆周力 =2000×382.21/356=2147径向力 =tan200=2147×tan20°=781 由于为直齿轮，轴向力=0作从动轴受力简图：（如图3所示）D2=42mm计 算 及 说 明结果L=202mm

17、=0.5=0.5×2147=1073.5=0.5L=1073.5×202×0.5/1000=108.42=0.5=0.5×781 =390.5=0.5L=390.5×202×0.5/1000=39.44 转矩T=382.21 校核=115.38 =256.71 由图表查得，=55MPa d10=10=36(mm) 考虑键槽d=36mm < 45mm 则强度足够第七章 轴承、键和联轴器的选择7.1 轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6207 2个从动轴承620

18、9 2个寿命计划：两轴承受纯径向载荷P=602.34 X=1 Y=0 从动轴轴承寿命：深沟球轴承6209，基本额定功负荷 =25.6KN =1 =3=9225971h预期寿命为：8年，两班制L=8×300×16=38400<轴承寿命合格7.2 键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10×40 GB/T10962003，b=16，L=50，h=10，选45号钢，其许用挤压力=100MPa=78.20<则强度足够，合格计 算 及 说 明结果（二）与齿轮联接处d=50mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键14

19、15;52 GB/T10962003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，选45号钢，其许用挤压应力=100MPa=84.94<则强度足够，合格7.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3=9550=9550×=497选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=710，<。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=3240，选d=35，轴孔长度L=82TL8型弹性套住联轴器有关参数型号公称转矩T/(N·m)许用转速n/r·轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型TL8710240050112224铁Y型A型从动轴外伸端键10×40 GB/10962003与齿轮联接处键14×52 GB/T10962003计 算 及 说 明结果第八章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图8.1 润滑的选择确定 8.1.1润滑方式 1.齿轮V=1.212 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑2.轴承采用润滑脂润滑 8.1.2润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L左右