机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书、零件图和装配图-

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1、目录 一、传动方案拟定……………………………………………………3 二、电动机的选择……………………………………………………4 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………………5 四、运动参数及动力参数计算………………………………………5 五、传动零件的设计计算……………………………………………6 六、轴的设计计算……………………………………………………13 七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………………21 八、键连接的选择及计算……………………………………………24 九、参考文献…………………………………………………………25 十、总结………………………

2、………………………………………25 机械设计课程设计计算说明书 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境清洁。 （2） 原始数据：运输带传递的有效圆周力F=1175N，运输带速度V=1.65m/s，滚筒的计算直径D=260mm，工作时间8年，每年按300天计，2班工作（每班8小时） 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率：

3、 η总=η带η3轴承η齿轮η联轴器η滚筒 =0.950.99230.970.990.96 =0.8549 (2)电动机所需的工作功率： P工作=FV/（1000η总） =11751.65/(10000.960) =2.02 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=601000V/πD ==44.59r/min 按手册P725表14-34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i’a=8~40。取V带传动比i’1=2~4，则总传动比理时范围为i’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=i’an筒=（6~20）47.75=286.5~955r/

4、min 符合这一范围的同步转速有1500r/min。 根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表14-5查出有三种适用的电动机型号：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，则选n=1500r/min。 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，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机。 其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/44.59＝31.85 2、分配各级传动比 （1） 据手

5、册P725表14-34，取齿轮i齿轮=3 （单级减速器i=3~5合理） （2） ∵i总=i齿轮i带 ∴i带=i总/i齿轮 =17.05/3.0＝10.61 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） ＝＝1420/3.0＝473.33r/min ＝＝473.33/3.71＝127.58r/min ＝/＝127.58/2.86=44.60 r/min 2、 计算各轴的功率（KW） ＝＝2.700.96＝2.592kW ＝η2＝2.5920.980.95＝2.413kW ＝η2＝2.4130.980.95＝2.247kW 3、 计算各轴扭矩（Nmm

6、） 电动机轴的输出转矩=9550 =95502.7/1420=18.16 Nm 所以: ＝ =18.163.00.96=52.30 Nm ＝=52.303.710.960.98=182.55 Nm ＝=182.552.860.980.95=486.07Nm 输出转矩：＝0.98=52.300.98=51.25 Nm ＝0.98=182.550.98=178.90 Nm ＝0.98=486.070.98=473.35Nm 五、传动零件的设计计算 1、皮带轮传动的设计计算 （1）、选择普通V带截型 由课本P218表13-8得：kA=1.1 PC=KA

7、P=1.12.7=2.97KW 由课本P219图13-15得：选用z型V带 （2）、确定带轮基准直径，并验算带速 由机械设计课程设计P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为75~140mm 则取dd1=140mm>dmin=90mm 由机械设计课程设计P219表13-9，取dd2=264.6mm 实际从动轮转速 n2’=n1dd1/dd2 =142090/265=482.26r/min 带速V： V=πdd1n1/(601000) =π90*1420/(601000) =6.69m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 (3)、确定V带基准长度Ld和中

8、心矩a 初步选取中心距 a0=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5mm 取a0=535mm 符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 由《机械设计基础》P220得带长： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4535） =1622.4mm 根据《机械设计基础》P212表（13-2）对A型带 取Ld=1800mm 根据《机械设计基础》P220式（13-16）得： a≈a0+（Ld-L0）/2 =532.5+（1800-1622.4）/

9、2 =621mm (4)验算小带轮包角 （5）确定带的根数 Z 根据《机械设计基础》P214表（13-3） P0=0.35KW 根据《机械设计基础》P216表（13-5） △P0=0.03KW 根据《机械设计基础》P217表（13-7） Kα=0.954 根据《机械设计基础》P212表（13-2） KL=1.18 由《机械设计基础》P218式（13-15） 得 Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKL 取7根 (6)计算轴上压力 由《机械设计基础》P212表13-1查得带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的

10、初拉力： 则作用在轴承的压力FQ，由《机械设计基础》P221式（13-18） V带标记 Z 1800 GB/T11544-1997 １． 齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 （1）齿轮材料及热处理 ① 材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿数=24 大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取Z=90 ② 齿轮精度 按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

11、２．初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 确定各参数的值: ①试选=1.6 查课本选取区域系数 Z=2.433 由课本 则 ②由课本公式计算应力值环数 N=60nj =60473.331（283008） =1.0910h N= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=) ③查课本图得：K=0.93 K=0.96 ④齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得: []==0.93550=511.5 []==0.96450=432 许用接触应力 ⑤查课本由表得：

12、=189.8MP 由表得: =1 T=95.510=95.5102.47/473.33 =6.410N.m 3.设计计算 ①小齿轮的分度圆直径d = ②计算圆周速度 ③计算齿宽b和模数 计算齿宽b b==53.84mm 计算摸数m 初选螺旋角=14 = ④计算齿宽与高之比 齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.96 ⑤计算纵向重合度 =0.318=1.903 ⑥计算载荷系数K 使用系数=1 根据,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K=1.07, 查课本由表10-4得K的计

13、算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231053.84=1.54 查课本由表10-13得: K=1.35 查课本由表10-3 得: K==1.2 故载荷系数: K＝K K K K =11.071.21.54=1.98 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d=d=53.84=57.08 ⑧计算模数 = 4. 齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 ≥ ⑴ 确定公式内各计算数值 ① 小齿轮传递的转矩＝48.6kNm 确定齿数z 因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.7124＝89.04

14、传动比误差 i＝u＝z/ z＝90/24＝3.75 Δi＝1％5％，允许 ②计算当量齿数 z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝90/ cos14＝98.90 ③ 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得＝1 ④ 初选螺旋角 初定螺旋角 ＝14 ⑤ 载荷系数K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73 ⑥ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表得: 齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211 应力校正系数Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦ 重合度系数Y 端面重合度近似为＝[1.88-3.2（）]＝[1.88－3

15、.2（1/24＋1/90）]cos14＝1.66 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.07609 因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧ 螺旋角系数Y 轴向重合度 ＝＝1.77 Y＝1－1.77*14/120＝0.79 ⑨ 计算大小齿轮的 查课本由表得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 大齿轮 查课本由表得弯曲疲劳寿命系数: K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 []= []= 大齿轮的数值大.选用. ⑵ 设计

16、计算 ① 计算模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=57.80来计算应有的齿数.于是由: z==28.033 取z=28 那么z=3.7128=103.88=104 ② 几何尺寸计算 计算中心距 a===136.08 将中心距圆整为137 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,,等不必修正. 计算大.小齿轮的分度圆直径 d==58

17、.95 d==218.95 计算齿轮宽度 B= 圆整的 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS 根据课本《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115 d≥C(P/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm 考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=24.80(1+5%)mm=28.55 ∴选d=30mm 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

18、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）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=60mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=30+221.5=36mm ∴d2=36mm 初选用7208c型角接触球轴承，其内径为d=40mm, 宽度为B=18mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段

19、长： L2=（2+21+18+57）=98mm III段直径d3=42mm L3= 50mm Ⅳ段直径d4=48mm 由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=42+23=48mm 长度与右面的套筒相同，即L4=21mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（40+32）=46mm 因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm Ⅴ段直径d5=40mm. 长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d1=

20、54mm ②求转矩：已知T1=140013Nmm ③求圆周力：Ft 根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得 Ft=2T1/d1=2140013 /54=5185.667N ④求径向力Fr 根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得 Fr=Fttanα=5185.667tan200=1887.428N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm (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=943.714N FAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N 由两边对称，知截面

21、C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=(943.71411110-3)/2=52.376Nm (3)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 =2592.83411110-3/2 =143.902Nm (4)绘制合弯矩图，如图d MC=(MC12+MC22)1/2 =(52.3762+143.9022)1/2 =153.137Nm (5)绘制扭矩图（如图e） 转矩：T=9.55106（P2/n2） =133.013Nm (6)绘制当量弯矩图,如图f 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.8，截面C处

22、的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[153.1372+(0.8133.013)2]1/2=186.478Nm (7)校核危险截面C的强度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33 =186.478/(0.14210-3) 3 =25.169MPa< [σ-1]b=60MP ∴该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质钢，硬度217~255HBS 根据课本《机械设计基础》P245，表（14-2）取C=113 d≥C(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm 取d=48mm 2、轴

23、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）确定轴各段直径和长度 Ⅰ段：d1=48mm 长度取L1=82mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=48+221.5=54mm ∴d2=54mm 初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm, 宽度为21mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长

24、应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为42mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长： L2=（2+21+21+42）=86mm III段直径d3=62mm L3= 50mm Ⅳ段直径d4=68mm 由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=62+23=68mm 长度与右面的套筒相同，即L4=21mm Ⅴ段直径d5=54mm. 长度L5=23mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm (3)按弯扭复合强度计算 ①求分度圆直径：已知d2=270mm ②求转矩：已知T3=132988

25、.8Nmm ③求圆周力Ft：根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得 Ft=2T3/d2=2132988.8/270=985.102N ④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-1a）式得 Fr =Fttan200=985.102tan200=358.548N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=57.5mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274N FAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAx

26、L/2=(179.27411510-3)/2=10.308Nm (3)截面C在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=492.55111510-3)/2=28.322Nm (4)计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（10.3082+28.3222）1/2 =30.140Nm (5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246得α=0.8 Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[30.1402+(0.8639.867)2]1/2 =512.780Nm (6)校核危险截面C的强度 σe=Mec/（0.1d3） =512.780/[0.

27、1(6210-3) 3] =21.516Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命： 830010=24000小时 1、计算输入轴承 （1）已知nⅡ=238.727r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=2592.834N 初先两轴承为角接触球轴承7208C型 根据课本《机械设计基础》P281（16-12）得轴承内部轴向力 FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 FA1=FS

28、1=1763.127N FA2=FS2=1763.127N (3)求系数x、y FA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68 FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68 根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68 FA1/FR1

29、R1+y1FA1) =1.1(12592.834+0) =2852.117N P2=fp(x2FR1+y2FA2) =1.1(12592.834+0) =2852.117N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取P=2852.117N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7208C型的Cr=36800N 由课本《机械设计基础》P278（16-2）式得 LH=16670(ftCr/P)ε/n =16670（136800/2852.117)3/238.727 =149994h>24000h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=47.745r/mi

30、n Fa=0 FR=FAZ=492.551N 试选7209C型角接触球轴承 根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得FS=0.68FR, 则 FS1=FS2=0.68FR=0.68462.551=334.934N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=334.934N (3)求系数x、y FA1/FR1=334.934/492.551=0.68 FA2/FR2=334.934/492.551=0.68

31、 根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：e=0.68 ∵FA1/FR1

32、1.806 ε=3 根据机械设计课程设计P124得， 7209C型轴承Cr=38500N 根据课本《机械设计基础》P279 表（16-8）得：ft=1 根据课本《机械设计基础》P278 （16-2）式得 Lh=16670(ftCr/P)ε/n =16670(138500/541.806)3/47.745 =125273 h >24000h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=30mm, L1=60mm 查机械设计课程设计p112表10-20得，选用C型平键，得： 键C 108 l=L1-b=60-10=50mm T2=133

33、.013Nm h=8mm 根据设计手册得 σp=4T2/dhl=4133013/(30850） =44.61Mpa<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键连接 轴径d3=42mm L3=50mm T=133.8Nm 选A型平键 键128 l=L3-b=50-12=38mm h=8mm σp=4T/dhl =4133800/42838 =41.92Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键连接 轴径d2=54mm L2=86mm T=639.9Nm 查手册选用A型平键 键1610

34、 l=L2-b=86-16=70mm h=10mm 据设计手册得 σp=4T/dhl =4639900/541070 =67.72Mpa<[σp] (110Mpa) 九、参考文献 （1）、《机械设计基础》（第五版）高等教育出版社 (2)、《机械设计课程设计》哈尔滨工程大学出版社2009年7月第1版 (3)、《新编机械设计手册》人民邮电出版社 2008年第1版 十、总结 1、本次课程设计，我学会了许多零件的设计方法和验算方法，以及计算步骤； 2、学会遇到问题解决问题，和小组成员合作完成； 3、课设过程查阅有关设计资料，有的资料数据有出入，所以在本次设计

35、中，一些数据错误还是存在的； 4、经过这次设计，真正懂得多动手的重要性，懂得很多细节问题要特别小心，否则一错将会影响全局，有的错误将会影响到后面的计算； 5、设计图的绘制要很有耐心，而且需要的技术和技巧很多，需要多做，慢慢积累经验。 6、此次课设让我对各种标准件有了更深入的了解，对以后的工作有很大的促进。 F=1175N V=1.65m/s D=260mm η总=0.8549 P工作=2.02 n筒=44.59r/min

36、 n=1550r/min 电动机型号： Y100L2-4 i总= 31.85 i齿轮=3 i带=10.61 nI=n电机=473r/min nII= 127.58r/min nIII=44.60r/min PI=P工作=2.592KW PII=2.413KW PIII=2.247KW TI=51.25 Nm TII=178.90Nm TIII=473.35Nm kA=1.2 PC=6.6KW 选用z型V带 dd1=90mm dd2=264.6mm 取dd2=26

37、5mm n2’=482.26/min 带速V=6.69m/s a0=532.5mm 取a0=535mm L0=1622.4mm 取Ld=1800mm a=621mm α1=163.850>1200（适用） P0=1.41KW △P0=0.09KW Kα=0.98 KL=1.11 Z=6.94 取7根 F0=54.1N FQ=749.9N σHlim1=70

38、0Mpa σHlim2=610Mpa σFlim1=600Mpa σFlim2 =460Mpa [σH]1=700.0Mpa [σH]2=610Mpa SF=1.25 [σF]1=500Mpa [σF]2=380Mpa T1=140013Nmm 传动比i齿=5 Z1=28 Z2=104 i0=135/27=3.25 u=i0=3.25 φd=1.0 k =1.98 ZE=189.8 ZH=2.5 d1= 52.69mm

39、 m=2mm d1=56mm d2=208mm da1=60mm da2=212mm b=57mm b1=62mm 中心距a=137mm YFa1=2.592 YSa1=1.596 YFa2=2.211 YSa2=1.774 σF1=307.14Mpa σF2=252.43 C=115 d=30mm

40、 d1=30mm L1=60mm d2=36mm B=18mm L2=98mm d3=42mm L3= 50mm d4=48mm L4=21mm d5=40mm L5=19mm L=111mm d1=54mm T1=140013Nmm Ft=5185.667N Fr=1887.428N FAY=943.714N FAZ=2592.834N MC1=52.376Nm MC2=143.9

41、02Nm MC=153.137Nm T=133.013Nm Mec=186.478Nm σe=25.169MPa d=48mm d1=48mm L1=82mm d2=54mm L2=86mm d3=62mm L3= 50mm d4=68mm L4=21mm d5=54mm L5=23mm L=115mm T3=132988.8Nmm Ft=985.102N Fr=358.548N

42、 FAX=179.274N FAZ=492.551N MC1=10.308Nm MC2=28.322Nm MC=30.140Nm Mec=512.780Nm σe=21.516Mpa 轴承预计寿命24000h FS1=1763.127N FA1=1763.127N FA2=1763.127N P1=2852.117N P2=2852.117N LH=149994h>24000h 预期寿命

43、足够 FS1=FS2=334.934N P1=541.806N P2=541.806N Lh=125273 h >24000h ∴此轴承合格 轴径d1=30mm L1=60mm 键C 108 σp=44.61Mpa 轴径d3=42mm L3=50mm 键128 σp=41.92Mpa 键1610 σp=67.72Mpa 齿轮1 齿轮2 侧视图 轴齿轮 侧视图 轴类零件视图 主视图