机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计基础课程设计计算说明书姓名 _班级 _学号 _指导老师 _成绩_目录机械设计课程设计任务书11传动方案拟定21.1工作条件21.2原始数据22电动机选择22.1电动机类型的选择22.2电动机功率选择23计算总传动比及分配各级的传动比33.1总传动比33.2分配各级传动比34运动参数及动力参数计算34.1计算各轴转速34.2计算各轴的功率34.3计算各轴扭矩35传动零件的设计计算45.1皮带轮传动的设计计算45.2齿轮传动的设计计算66轴的设计86.1输入轴的设计86.2输出轴的设计117滚动轴承的选择及校核计算147.1计算轴承参数并校核158键联接的选择及校核计算168.1主动轴与齿轮1联接采用平键联接168.2从动轴与齿轮2联接用平键联接169联轴器得选择和计算16II10箱体主要结构尺寸计算1611减速器附件的选择1712润滑与密封1712.1齿轮的润滑1712.2滚动轴承的润滑1712.3润滑油的选择1812.4密封方法的选取1813设计小结18参考文献19II机械设计课程设计任务书1、设计题目设计用于带式运输机的单级圆柱直齿减速器，图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%2、设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)6801.42503、设计要求1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2、图纸要求：减速器装配图一张（A1），零件工作图两张（A3，传动零件、轴）。3、设计计算说明书1份。291传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1.1工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年， 小批量生产，两班制工作;1.2原始数据：运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)6801.42502电动机选择2.1电动机类型的选择：Y系列0三相异步电动机2.2电动机功率选择：2.2.1传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96=0.8502.2.2电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=6801.4/（10000.850）=1.120KW2.2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/（D）=6010001.4/（250）=106.95r/min 据手册P196表14-2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ic=35。取V带传动比iv=24，则总传动比理时范围为iz=620。故电动机转速的可选范围为nd=Izn筒=（620）106.95=641.712139.04r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案,综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。2.2.4确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L-6。 其主要性能：额定功率：1.5KW，满载转速940r/min。3计算总传动比及分配各级的传动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=940/106.95=8.793.2分配各级传动比：3.2.1据手册P196表14-2，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=35合理）3.2.2i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=8.79/3=2.934运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）n0=n电机=940r/minnI=n0/i带=940/2.93=320.82(r/min)nII=nI/i齿轮=106.94(r/min)nIII= nII=106.94(r/min)4.2计算各轴的功率（KW） P0= P工作=1.120KWPI=P0带=1.1200.96=1.0752KWPII=PI齿承=1.07520.970.98=1.0221KWPIII=PII承联=1.02210.980.99 =0.9426KW4.3计算各轴扭矩（Nm） To = 9.55P0/n0= 95501.120KW/940 =11.38Nm TI=9550PI/nI=95501.0752KW/320.82=32.01Nm TII=9550PII/nII=95501.0221KW/106.94=91.28Nm TIII=9550PIII/nIII=95500.9426KW/106.94=84.18Nm5传动零件的设计计算5.1皮带轮传动的设计计算5.1.1选择普通V选带截型根据其工况：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作,结合教材P122表8.16得：kA=1.1PC=KAP=1.11.5=1.65KW再结合计算功率PC=1.65KW和带轮转速n0=940(r/min)，由教材P119表8.10得：选用B型V带。5.1.2确定带轮基准直径，并验算带速由教材P119表8.10得，推荐的小带轮基准直径为125140mm 则取dd1=140mmdmin=125, dd2=n0/nIdd1=940/320.82140=410.2mm由教材P110表8.3，取dd2=400mm实际从动轮转速n1=n0dd1/dd2=940140/400 =329r/min转速误差为：（n1-n1）/n1=（320.82-329）/320.82 =-0.0251200（适用）5.1.5确定带的根数根据dd1=140mm和n0=940r/min结合教材P119表8.10查得 P0=2.13KW 根据教材P121式8.11结合i=-2.93和表8.14和表8.15计算得 P0=0.1650KW根据教材P121图8.11查得K=0.95 根据教材P111表8.4查得KL=1.00Z=PC/P=PC/(P0+P0)KKL =1.65/(2.13+0.1650)0.951.00 =0.7568圆整得z=1。5.1.6计算初拉力F0及带轴上压力FQ由教材表 8.6 查得q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力：F0=500PC/（ZV）（2.5/K-1）+0qV2=5001.56/（16.89）(2.5/0.95-1)+0.176.892N =192.78N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin（1/2）=21192.78sin（158.230/2）=378.62N5.2齿轮传动的设计计算5.2.1选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为220250HBW。软大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170210HBW；根据表10.21选9级精度。齿面精糙度Ra3.26.3m5.2.2按齿面接触疲劳强度设计 参照教材P195有：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：1)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551061.0752/320.82 =32.01Nmm2)载荷系数k 根据教材P174表（10.11）取k=13)齿数和齿宽系数d 取小齿轮齿数Z1=20，传动比i齿=3 则大齿轮齿数：Z2=iZ1=320=60 实际传动比i0=60/20=3传动比误差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=3由教材P192表（10.20） 取d=14)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由教材P171图（10.24）查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由表10.10查得SH=1，计算应力循环次数NLNL1=60njLh=60320.821(1636510)=1.124109NL2=NL1/i=1.124109/3=3.75108由教材图(10.27)查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98由教材式（10.13）可得H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43132005.98(3+1)/(133432)1/3mm=46.03mm模数：m=d1/Z1=54.51/20=2.30mm根据教材表（10.3） 取标准模数：m=2.5mm5.2.3确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.560mm=150mm齿宽：b=dd1=150mm=50mm取b2=50mm 则b1=（b2+5）=55mma=1/2m(Z1+Z2)=100mm5.2.4按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出F，FF则校核合格。确定有关系数与参数：根据齿数Z1=20,Z2=601） 齿形系数YF查表10.13得YF1=2.80 YF2=2.28 2） 应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.55 YS2=1.693）许用弯曲应力FF= Flim YNT/SF由教材图（10.25）和图（10.26）查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9由表10.10 查得 SF1=1.3由式（10.14）可得F1=Flim1 YNT1/SF=2900.88/1.30Mpa=196.31MpaF2=Flim2 YNT2/SF =2100.9/1.30Mpa=145.38Mpa故：F1=（2kT1/（bm2Z1)）YF1YS1=（2132005.98/（502.5220)） 2.81.55Mpa=14.82Mpa F1F2=（2kT2/（bm2Z2)）YF2YS2=（2191280/（502.5260)） 2.281.69Mpa=37.52Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够,即合格。5.2.5计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/（601000）=3.1450320.82/（601000）=0.839m/s由表10.22可知，选9级精度式合适的。6轴的设计计算6.1输入轴的设计计算6.1.1选用45#调质，硬度217255HBS，查教材表（14.6）查得强度极限为b=650MPa,再由表（14.2）得许用弯曲应力-1b=60MPa根据教材例题，并查表14.1，取c=107118 d（107 118）(P1/n1)1/3=（107 118） (1.075/320.82)1/3mm=16.0117.66mm考虑安装联轴器有键槽，将直径增大5%，则d=（16.0117.66）(1+5%)mm=16.8118.54选取标准直径d1=18mm6.1.2轴的结构设计1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定2）确定轴各段直径轴段直径最小d11=18mm，考虑要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时能在轴段上顺利安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故轴段直径取d12=25mm用相同的方法确定轴段、的直径为d13=30mm，d14=40mm；为了方便左轴承的拆卸，可查出初选两轴承为角接触球轴承7005AC型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=35mm。3）确定轴各段长度 齿轮的轮毂的宽度为50mm，为保证齿轮的固定可靠，轴段的长度赢略短于齿轮的轮毂宽度，取为48mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的距离，取间距为10mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距离箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度应取为15mm，轴承支点的距离为98mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离要求，取l1=65mm;查阅有关联轴器的手册取l2=60mm；在轴段、分别加工出键槽，使两键槽使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查得。6.1.3按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T1=32.01Nm圆周力 =200032.01/50=1280.24 N径向力 =tan=1280.24tan20=465.97 N由于为直齿轮，轴向力=0 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=49mm强度校核6.1.4绘图 1)绘制轴受力简图（如图a）2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=232.99NFAZ=FBZ=Ft/2=640.12N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=232.9949/2=5.7Nm3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=640.1249/2=15.7Nm4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(5.72+15.72)1/2=16.7Nm5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=9.55（P1/n1）106=32.01Nm6）绘制当量弯矩图（如图f）因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+()21/2=16.72+(132.01)21/2=36.1Nmm6.1.5校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d43）=36.1/（0.1403）=5.64MPa -1b=60MPa该轴强度足够。6.2输出轴的设计计算6.2.1选用45#调质，硬度217255HBS，查教材表（14.6）查得强度极限为b=650MPa,再由表（14.2）得许用弯曲应力-1b=60MPa根据教材例题，并查表（14.1），取c=（107 118）dc(P2/n2)1/3=（107 118）(1.0221/106.94)1/3=22.7125.01mm取d=25mm6.2.2轴的结构设计1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。2）确定轴各段直径轴段直径最小d21=25mm，考虑要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时能在轴段上顺利安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故轴段直径取d22=30mm用相同的方法确定轴段、的直径为d23=35mm，d24=45mm；为了方便左轴承的拆卸，可查出6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d25=40mm。3）确定轴各段长度 齿轮的轮毂的宽度为60mm，为保证齿轮的固定可靠，轴段的长度赢略短于齿轮的轮毂宽度，取为58mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的距离，取间距为10mm，为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距离箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度应取为15mm，轴承支点的距离为118mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离要求，取l1=75mm;查阅有关联轴器的手册取l2=70mm；在轴段、分别加工出键槽，使两键槽使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm，键槽的宽度按轴段直径查得。6.2.3按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=150mm求转矩：已知T2=91.28Nm求圆周力Ft：Ft=2T2/d2=291.28103/150=1217.1N求径向力FrFr=Fttan=1217.10.36379=443.0N两轴承对称LA=LB=59mm6.2.4绘图 1)绘制轴受力简图（如图a）2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=443.0/2=221.5NFAZ=FBZ=Ft/2=1217.1/2=608.6N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=221.559/2=6.53Nm3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=608.659/2=17.95Nm4)绘制合弯矩图（如图d）MC=（MC12+MC22）1/2 =（6.532+17.952）1/2 =19.10Nm5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T2=9.55（P2/n2）106=91.28Nm6）绘制当量弯矩图（如图f）因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=19.102+(191.28)21/2 =93.26Nm6.2.5校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）=93.26/(0.1453)=10.23Mpa-1b=60Mpa该轴强度足够。7滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1636510=58400小时7.1计算轴承7.1.1已知nI=320.82r/min两轴承径向反力：FR1=465.97N，FR2=443.00N ，因为是圆柱直齿轮故：Fa=0初选两主动轴承为角接触球轴承7004AC，两从动轴承为角接触球轴承7006AC型，轴承内部轴向FS=0.68FR 则FS1=0.68FR1=316.86N，FS2=0.68FR2=301.24N7.1.2FS2 +Fa0.68=e7.1.4查教材表（15.13）系数x、y x1=1 x2=0.41 y1=0 y2=0.87根据教材表15.12 取f P=1.4P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.4(1465.97+0)=443.6NP2=fp(x2FR2+y2Fa2)=1.4(1443.00+0.41316.86)=750.11N7.1.5轴承寿命计算选取了两种不同型号的7005AC、7007AC,故两种分别校核，查手册P76表（6-6）有7005AC、7007AC的Cr1=11200N，Cr2=18500N 取=3，fT=1，则根据教材式（15.5）得 L10h1=841836.858400(预期工作时间)L10h2=2355129.258400故轴承合适。8键联接的选择及校核计算8.1主动轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d13=30mm L13=43mm T1=32.01Nm查手册P97 选A型平键键108 GB1096-79l=L13-b=43-10=33mm h=8mmp=4T/dhl=432.01/(30833) =16.2Mpap(110Mpa)8.2从动轴与齿轮2联接用平键联接轴径d23=35mm L23=59mm T2=91.28Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=59-16=43mm h=10mmp=4T/dhl=491.28/351043=24.3Mpap故满足要求。9联轴器得选择和计算联轴器得计算转矩，因在前面已经考虑功率备用系数1.2，故=1.291.28=109.5（Nm）式中：查表取工作系数根据工作条件，选用十字滑块联轴器，许用转矩许用转速；配合轴径，配合长度，故合适。10箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5=15mm 箱盖厚度=9mm 箱盖凸缘厚度=1.5=14mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=10mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=16mm齿轮轴端面与内机壁距离=12mm大齿轮顶与内机壁距离=14mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=8mm , =9mm主动轴承端盖外径=140mm从动轴承端盖外径=190mm地脚螺栓M18，数量6根11减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置12润滑与密封12.1齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。12.2滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。12.3润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。12.4密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。13设计小结 1机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械制图、机械设计基础、工程力学、机械制造、CAD制图等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。2这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。F=900NV=1.5m/sD=270mm根据手册P4表1-5查得各部件的传动效率总=0.850P工作=1.120KWn筒=106.95r/min查手册P173表12-1电动机型号为Y100L-6i总=8.79据手册P196表14-2得i齿轮=3 i带=2.93各轴转速：n0=n电机=940r/minnI=320.8(r/min)nII=106.9(r/min)nIII=106.9(r/min)各轴的功率：P0= P工作=1.120KWPI=1.0752KWPII=1.0221KWPIII=0.9426KW各轴扭矩：To = 11.38NmTI=32.01NmTII=91.28NmTIII=84.18Nm结合工况查教材P122表8.16得：kA=1.1计算功率：PC=1.65KW由教材P119表8.10查得选用B型V带；带轮基准直径：dd1=140mm结合教材P110表8.3查得取dd2=400mm带速：V=6.89m/s基准带长Ld：L0=2329.4mm取Ld=2240mm带轮中心距：a684.3mm小带轮包角：1=158.230V带根数圆整后：z=1初拉力：F0=192.78N带轮所受压力：FQ=378.62NT1=32.01Nm大小齿轮齿数：Z1=20Z2=60模数：m=2.5mm分度圆直径：d1=50mmd2=150mm齿宽：b=50mmb2=50mmb1=55mm齿轮的圆周速度V=0.839m/s输入轴取标准直径=18=1280.24N=465.97N=0 LA=LB=49mm输出轴选取标准直径=25=1217.1N=443.0N=0 LA=LB=59mm预计寿命58400小时轴承寿命：841836.8小时（大于预计）轴承寿命：2355129.2小时（大于预计）选A型平键键108 GB1096-79选用A型平键键1610 GB1096-79参考文献1.陈立德.机械设计基础.北京：高等教育出版社，20042.吴宗泽.机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，第四版。3.机械制图教材4.工程力学教材