机械课程设计(双级直齿圆柱齿轮减速器)

机械课程设计(双级直齿圆柱齿轮减速器)《机械设计基础》课程设计计算书机械设计基础课程设计COURSEPROJECT题目：双级直齿圆柱齿轮减速器系别：专业：班级：姓名：学号：指导老师：时间：

目录传动装置的总体设计传动方案拟定原始数据:带速V=0.8m/s；滚筒直径D=300mm；运输带工作拉力:F=2750N电动机的选择1)、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，价格低廉，维护方便，适用于无特殊要求的各种机械设备。2)、电动机容量选择：传动效率的确定：式中参数：—弹性联轴器的传动效率—一对滚动轴承的传动效率—8级精度的齿轮传动效率—弹性联轴器的传动效率—卷筒的传动效率电机转速：960电动机所需工作功率为：Ｐd＝ＰＷ／η总(kw)ＰＷ＝ＦV/1000(KW)所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=(2750×0.8)/(1000×0.79)=2.785(kw)选用电机型号为Y132s-6额定功率P=3.0kw确定传动装置的传动比卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=(60×1000×0.8)/（300·π）=50.93r/min总传动比i总=n电机/n卷筒=960/50.93=18.84按展开式二级圆柱齿轮减速器推荐高级传动比i1=（1.3～1.5）i2，取i1=1.3i2，得取i1=4.90i2=3.83取i2=3.78传动装置的运动和动力设计（1）计算各轴的转数：Ⅰ轴：nⅠ=n电动机=960（r/min）（电机轴）Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1=960/4.9=195.9r/minⅢ轴：nⅢ=nⅡ/i2=195.9/3.78=51.83r/min卷筒轴：nⅣ=nⅢ=51.83r/min（2）计算各轴的输入功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=2.785×0.96=2.67(kw)Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=2.67×0.98×0.97=2.54(kw)Ⅲ轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η3=2.55×0.98×0.97=2.41kw卷筒轴：PⅣ=PⅢ·η34=PⅢ·η2·η4=2.42×0.98×0.96=2.27kw（3）计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=2.67×0.98=2.63KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=2.54×0.98=2.5KWP’Ⅲ=PⅢ×η轴承=2.41×0.98=2.37KWP’Ⅱ=PⅣ×η轴承=2.27×0.98=2.23KW（4）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=9550×2.785/960=27.7N·mⅠ轴：TⅠ=9550·PⅠ/nⅠ=9550×2.67/960=26.56N·mⅡ轴：TⅡ=9550·PⅡ/nⅡ=9550×2.54/195.9=123.82N·mⅢ轴：TⅢ=9550·PⅢ/nⅢ=9550×2.41/51.83=444.06N·m卷筒轴输入轴转矩：TⅣ=9550·PⅣ/nⅣ=9550×2.27/51.83=418.26N·m（5）计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅳ轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承=25.56×0.98=25.05N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=123.82×0.98=121.34N·mT’Ⅲ=TⅢ×η轴承=444.06×0.98=435.18N·mT’Ⅳ=TⅣ×η轴承=418.26×0.98=409.9N·m综合以上数据，得表如下：轴名效率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min输入输出输入输出电动机轴2.78527.66960Ⅰ轴2.672.6226.5625.05960Ⅱ轴2.542.49123.82121.34195.9Ⅲ轴2.412.36444.06435.1851.83卷筒轴2.272.22418.26409.951.83传动零件的设计计算第一对齿轮传动的设计3.1.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。齿轮精度初选8级3.1.2初选主要参数Z1=20，u=4.90Z2=Z1·u=20×4.90=98查教材表7.7得齿宽系数ψd=0.83.1.3按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1≥确定各参数值eq\o\ac(○,1)载荷系数查教材表7-6取K=1.0eq\o\ac(○,2)小齿轮名义转矩T1=26.56×103N·mm③齿数比u=4.9④许用应力小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=550MPa，由图7-23得=260MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=400MPa，由图7-23得=170MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa于是d1≥==48.23mm3.1.4确定模数m=d1/Z1=48.23/20mm=2.41mm由表7-1选取第一系列标准模数m=23.1.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算由齿根数Z1=20，Z2=98，查表7-8得齿形系数YF1=2.92,YF2=2.20.代入校核公式:故满足齿根弯曲疲劳强度要求3.1.6几何尺寸计算d1=m·Z1=2×20=40mmd2=m·Z2=2×98=196mma=m×(Z1+Z2)/2=2×(20+98)/2=118mm大齿轮宽度b2=ψd×d1=0.8×40=32mm圆整b2=35mm取小齿轮宽度b1=b2+10mm=45mm3.1.7验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度:v=π·d1·n1/（60×1000）=3.14×40×960/（60×1000）=2.01m/s对照教材表7-4可知选择8级精度合适。第二对齿轮传动的设计3.2.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBW，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBW。齿轮精度初选8级3.2.2初选主要参数Z3=23，u=3.78Z4=Z3·u=23×3.78=87查教材表7.7得齿宽系数ψd=0.83.2.3按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径D3≥确定各参数值eq\o\ac(○,1)载荷系数查教材表7-6取K=1.0eq\o\ac(○,2)小齿轮名义转矩T2=123.82×103N·mm③齿数比u=3.78④许用应力小轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=550MPa，由图7-23得=260MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：大轮的齿面硬度为220HBW，查7-21得=400MPa，由图7-23得=170MPa，取安全系数=1，=1.25，许用应力为：取两式计算中的较小值，即［σH］=400MPa于是d3≥==82mm3.2.4确定模数m=d3/Z3=82/23mm=3.57mm由表7-1选取第二系列标准模数m=33.2.5按齿根弯曲疲劳强度校核计算由齿根数Z3=23，Z4=87，查表7-8得齿形系数YF3=2.92,YF4=2.24.代入校核公式:故满足齿根弯曲疲劳强度要求3.2.6几何尺寸计算d3=m·Z3=3×23=69mmd4=m·Z4=3×87=261mma=m×(Z3+Z4)/2=3×(23+87)/2=165mm大齿轮宽度b4=ψd×d3=0.8×69=55.2mm圆整b4=60mm取小齿轮宽度b3=b4+10mm=70mm3.2.7验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度:v=π·d3·n2/（60×1000）=3.14×69×195.9/（60×1000）=0.577m/s对照教材表7-4可知选择8级精度合适轴的设计计算齿轮轴的设计4.1齿轮轴Ⅰ（输入轴）的设计4.1.1按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBW，轴的输入功率为PⅠ=2.67kw，转速为nⅠ=960r/min根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118d≥4.1.2确定轴各段直径和长度（1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1=22mm，又联轴器长度L=60mm则第一段长度L1=58mm（2）右起第二段直径取D2=25mm,根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm（3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为d×D×B=30×62×16，那么该段的直径为D3=Φ30mm，长度为L3=20mm（4）右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=35mm，长度取L4=10mm（5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ44mm，分度圆直径为Φ40mm，齿轮的宽度为45mm，则此段的直径为D5=44mm，长度为L5=45mm（6）右起第六段，应为轴Ⅱ两齿轮的安装留出充足空间,留出130mm的长度,D6=30mm（7）右起第七段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D7=40mm，长度取L7=10mm（8）右起第八段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D8=35mm，长度L8=18mm4.1.3求齿轮上作用力的大小、方向（1）小齿轮分度圆直径：d1=40mm（2）作用在齿轮上的转矩为：T1=2.656×104N·mm（3）求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×2.656×104/40=1330.N（4）求径向力FrFr=Ft·tanα=1330×tan20°=500N4.2齿轮轴Ⅱ（中间轴）的设计计算4.2.1按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=2.54KW，转速为nⅡ=195.9r/min根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118d≥4.2.2确定轴各段直径和长度（1）轴应该增加5%，圆整后取D=35mm，右起第一段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×75×17，那么该段的直径为D1=35mm，长度为L1=20mm(2)右起第二段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D2=40mm，长度取L2=15mm(3)右起第三段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ196mm，齿轮的宽度为35mm，则此段的直径为D3=45mm，长度为L3=35mm(4)右起第四段,此处应留出60mm的距离以免齿轮打齿,则此段的直径为D4=50mm，长度为L4=60mm(5)右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮Ⅲ的分度圆直径为Φ75mm，齿轮的宽度为69mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=70mm；(6)右起第六段,留出直径为60mm,宽为6mm的一段距离.(7)右起第七段，该段为滚动轴承的定位肩位置，则此段的直径为D7=40mm，长度为L7=10mm；(8)右起第八段，该段为滚动轴承的安装位置，则此段的直径为D8=35mm，长度为L8=17mm；4.3齿轮轴Ⅲ（输出轴）的设计计算4.3.1按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS，轴的输入功率为PⅡ=2.41kw，转速为nⅡ=51.83r/min根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取A=118d≥4.3.2确定轴各段直径和长度（1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1=50mm，则第一段长度L1=112mm（2）右起第二段直径取D2=65mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为55mm，则取第二段的长度L2=74mm（3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型轴承，其尺寸为d×D×B=60×110×22，则该段的直径为D3=Φ60mm，长度为L3=22mm（4）右起第四段，此处留出D4=65mm，长度取L4=113mm（5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的分度圆直径为Φ261mm，齿轮的宽度为60mm，则此段的直径为D5=75mm，长度为L5=60mm（6）右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=80mm，长度取L6=16mm（7）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=60mm，长度L7=22mm4.3.3求齿轮上作用力的大小、方向（1）大齿轮分度圆直径：d4=261mm（2）作用在齿轮上的转矩为：T4=4.182610N·mm（3）求圆周力：FtFt=2T4/d4=2×4.18210/261=3204N（4）求径向力FrFr=Ft·tanα=4341×tan20°=1166N4.3.4轴承支承反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。L1为齿轮到A轴承距离L1=154mm，L2为齿轮到B轴承的距离L2=57mm水平面的支反力：RAH==426.8NRBH==Fr—RAH=1153.2N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0，那么RAV=RBV=Ft/2=2170.5N轴承A总的支反力：RA==2212.06N轴承B总的支反力：RB==2457.83N4.3.5弯矩图水平面上弯矩：M=65.727N·m垂直面上弯矩：Mv=334.257N·m合成弯矩：4.3.6转矩图T=5.66510N·mm4.3.7当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：4.3.8判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Mca=481.2Nm,［σ-1］=275MPa则：σe=Mca/W=Mca/(0.1·D43)=481.2×1000/(0.1×603)=22.28Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：滚动轴承的选择及校核计算5.1输入轴的轴承设计计算5.1.1初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=616N5.1.2求轴承应有的径向基本额定载荷值(ε=3)5.1.3选择轴承型号查指导书表17-1，选择6206轴承，其材料Cr=19.5kN。由课本p166公式（10-4）有：故轴承寿命很充裕，符合要求设计。5.2输出轴的轴承设计计算5.2.1初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1580N。5.2.2求轴承应有的径向基本额定载荷值5.2.3选择轴承型号查指导书表17-1，选择6212轴承，其材料Cr=47.8kN。由课本p166公式（10-4）有：故轴承寿命很充裕，符合要求设计。键联接的选择及计算6.1输入轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径d1=22mm,L1=58mm查手册得，选用C型平键，得：公称尺寸b×h=8×7GB1096-79L=L1-b=58-8=50mmT=35.26N·mh=7mmσp=2·T/(d·k·L)=4·T/(d·h·L)教材p236公式(13-8)=4×35.26×1000/（22×7×50）=18.32MPa<[σP]=110MPa[σP]查教材表13-4。显然,故强度足够。6.2输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径d2=50mmL2=84mmTⅢ=444.06N·mGB/T1096公称尺寸b×h=16×10l=L2-b=84-16=68mmh=10mmσp=4·TⅠ/（d·h·l）=4×444.06×1000/（50×10×68）=52.23MPa<[σp][σP]查教材表13-4显然,故强度足够。6.3输出轴与齿轮联接用平键联接轴径d3=75mmL3=60mmTⅢ=418.26N·mGB/T1096公称尺寸b×h=22×14l=L3-b=60-22=38mmh=14mmσp=4·TⅡ/（d·h·l）=4×418.26×1000/（75×14×38）=41.93MPa<[σp]6.4中间轴打齿轮联接用平键联接轴径d=45mmL=35mmT=123.82N·mGB/T1096公称尺寸b×h=14×9l=L-b=35-14=21mmh=9mmσp=4·T/（d·h·l）=4×123.82×1000/（45×9×21）=58.23MPa<[σp]显然,故强度足够。PAGE27联轴器的选择与计算7.1减速器与输送带联接联轴器选择7.1.1类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。7.1.2载荷计算计算转矩TC=KA×TⅡ=1.5×444.06=666.09Nm，其中KA为工况系数，KA=1.57.1.3型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n，查指导书表19-6，选用HL4J1型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L=84mm,轴段长L1=112mm，其额定转矩[T]=1250Nm,许用转速[n]=4000r/m,故符合要求。7.2电动机与减速器联接联轴器选择7.2.1类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性套柱销联轴器。7.2.2载荷计算计算转矩TC=KA×TⅡ=1.5×26.56=39.84Nm，其中KA为工况系数，KA=1.57.2.3型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n，查指导书表19-5，选用TL4型弹性柱销联，其额定转矩[T]=63Nm,许用转速[n]=5700r/m,故符合要求。密封和润滑的设计8.1密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。8.2润滑(1)对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。(2)对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。箱体及各附件的设计9.1视孔盖和窥视孔窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。9.2油螺塞放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注9.3油标油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。9.4通气孔通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。9.5启盖螺钉启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。9.6定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。9.7吊钩环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖

设计小结通过课程设计，培养了我们综合运用机械设计课程和其他选修课程的理论和实际知识。培养了我们机械设计的基本技能和获取有关信息的能力，运用标准、规范、手册、图册和查询科技文献资料更加熟练。使我们对autocad有了进一步的认识，并熟练了绘图操作，掌握了绘制零件图和装配图的基本步骤。通过编写计算说明书，清晰的把设计过程表