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

('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………………………………………………………………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。F=1175NV=1.65m/sD=260mm（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：η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.9923×0.97×0.99×0.96=0.8549(2)电动机所需的工作功率：P工作=FV/（1000η总）=1175×1.65/(1000×0.960)=2.023、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/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η总=0.8549P工作=2.02n筒=44.59r/minn=1550r/min电动机型号：Y100L2-4i总=31.85i齿轮=3i带=10.611-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带214563n’d=i’a×n筒=（6~20）×47.75=286.5~955r/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＝31.852、分配各级传动比（1）据手册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/minnI=n电机=473r/minnII=127.58r/minnIII=44.60r/minPI=P工作=2.592KWPII=2.413KWPIII=2.247KWTI=51.25N·mTII=178.90N·mTIII=473.35N·mkA=1.2PC=6.6KW选用z型V带dd1=90mm＝＝473.33/3.71＝127.58r/min＝/＝127.58/2.86=44.60r/min2、计算各轴的功率（KW）＝×＝2.70×0.96＝2.592kW＝×η2×＝2.592×0.98×0.95＝2.413kW＝×η2×＝2.413×0.98×0.95＝2.247kW3、计算各轴扭矩（N·mm）电动机轴的输出转矩=9550=9550×2.7/1420=18.16N·m所以:＝××=18.16×3.0×0.96=52.30N·m＝×××=52.30×3.71×0.96×0.98=182.55N·m＝×××=182.55×2.86×0.98×0.95=486.07N·m输出转矩：＝×0.98=52.30×0.98=51.25N·m＝×0.98=182.55×0.98=178.90N·m＝×0.98=486.07×0.98=473.35N·m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=1.1PC=KAP=1.1×2.7=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75~140mmdd2=264.6mm取dd2=265mmn2’=482.26/min带速V=6.69m/sa0=532.5mm取a0=535mmL0=1622.4mm取Ld=1800mma=621mmα1=163.850>1200（适用）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=1420×90/265=482.26r/min带速V：V=πdd1n1/(60×1000)=π×901420/(60×1000)=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=2×532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4×535）=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）/2=621mm(4)验算小带轮包角P0=1.41KW△P0=0.09KWKα=0.98KL=1.11Z=6.94取7根F0=54.1NFQ=749.9NσHlim1=700MpaσHlim2=610MpaσFlim1=600MpaσFlim2=460Mpa[σH]1=700.0Mpa[σH]2=610Mpa（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Z1800GB/T11544-1997１．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240HBSZ=×Z=3.71×24=89.04取Z=90SF=1.25[σF]1=500Mpa[σF]2=380MpaT1=140013N·mm传动比i齿=5Z1=28Z2=104i0=135/27=3.25u=i0=3.25φd=1.0k=1.98ZE=189.8ZH=2.5d1=52.69mmm=2mm②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。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=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09×10hN==4.45×10h#(3.25为齿数比,即3.25=)③查课本图得：K=0.93K=0.96④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:[]==0.93×550=511.5[]==0.96×450=432许用接触应力⑤查课本由表得：=189.8MP由表得:=1T=95.5×10×=95.5×10×2.47/473.33=6.4×10N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径dd1=56mmd2=208mmda1=60mmda2=212mmb=57mmb1=62mm中心距a=137mmYFa1=2.592YSa1=1.596YFa2=2.211YSa2=1.774σF1=307.14MpaσF2=252.43=②计算圆周速度③计算齿宽b和模数计算齿宽bb==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=2.25×2.00=4.50==11.96⑤计算纵向重合度=0.318=1.903⑥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的计算公式:K=+0.23×10×b=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×10×53.84=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＝KKKK=1×1.07×1.2×1.54=1.98⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径C=115d=30mmd1=30mmL1=60mmd2=36mmB=18mmd=d=53.84×=57.08⑧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＝48.6kN·m确定齿数z因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.71×24＝89.04传动比误差i＝u＝z/z＝90/24＝3.75Δi＝1％5％，允许②计算当量齿数z＝z/cos＝24/cos14＝26.27z＝z/cos＝90/cos14＝98.90③初选齿宽系数按对称布置，由表查得＝1④初选螺旋角初定螺旋角＝14⑤载荷系数KK＝KKKK=1×1.07×1.2×1.35＝1.73⑥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＝2.592Y＝2.211应力校正系数Y＝1.596Y＝1.774⑦重合度系数Y端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]L2=98mmd3=42mmL3=50mmd4=48mmL4=21mmd5=40mmL5=19mmL=111mmd1=54mmT1=140013N·mmFt=5185.667NFr=1887.428N＝[1.88－3.2×（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+0.75cos/＝0.673⑧螺旋角系数Y轴向重合度＝＝1.77Y＝1－1.7714/120＝0.79⑨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=0.86K=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FAY=943.714NFAZ=2592.834NMC1=52.376N·mMC2=143.902N·mMC=153.137N·mT=133.013N·mMec=186.478N·mσe=25.169MPa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=3.71×28=103.88=104②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==58.95d==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=115d≥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=30mm2、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d=48mmd1=48mmL1=82mmd2=54mmL2=86mmd3=62mmL3=50mmd4=68mmL4=21mmd5=54mmL5=23mmL=115mmT3=132988.8N·mmFt=985.102NFr=358.548NFAX=179.274N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=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=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段长：L2=（2+21+18+57）=98mmIII段直径d3=42mmL3=50mmⅣ段直径d4=48mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=42+2×3=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+3×2）=46mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mmⅤ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=54mm②求转矩：已知T1=140013N·mm③求圆周力：Ft根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2×140013/54=5185.667N④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得Fr=Ft·tanα=5185.667×tan200=1887.428N⑤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aFAZ=492.551NMC1=10.308N·mMC2=28.322N·mMC=30.140N·mMec=512.780N·mσe=21.516Mpa轴承预计寿命24000hFS1=1763.127NFA1=1763.127NFA2=1763.127N(2)绘制垂直面弯矩图，如图b轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=943.714NFAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N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=(943.714×111×10-3)/2=52.376N·m(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=2592.834×111×10-3/2=143.902N·mP1=2852.117NP2=2852.117NLH=149994h>24000h预期寿命足够FS1=FS2=334.934NP1=541.806NP2=541.806N(4)绘制合弯矩图，如图dMC=(MC12+MC22)1/2=(52.3762+143.9022)1/2=153.137N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×106×（P2/n2）=133.013N·m(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处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[153.1372+(0.8×133.013)2]1/2=186.478N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=186.478/(0.1×42×10-3)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=113d≥C(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm取d=48mm2、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Lh=125273h>24000h∴此轴承合格轴径d1=30mmL1=60mm键C10×8σp=44.61Mpa轴径d3=42mmL3=50mm键12×8σp=41.92Mpa键16×10σp=67.72Mpa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=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=48+2×2×1.5=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）=86mmIII段直径d3=62mmL3=50mmⅣ段直径d4=68mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=62+2×3=68mm长度与右面的套筒相同，即L4=21mmⅤ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=270mm②求转矩：已知T3=132988.8N·mm③求圆周力Ft：根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得Ft=2T3/d2=2×132988.8/270=985.102N④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-1a）式得Fr=Ft·tan200=985.102×tan200=358.548N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=57.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274NFAZ=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=FAxL/2=(179.274×115×10-3)/2=10.308N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=492.551×115×10-3)/2=28.322N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（10.3082+28.3222）1/2=30.140N·m(5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246得α=0.8Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[30.1402+(0.8×639.867)2]1/2=512.780N·m(6)校核危险截面C的强度σe=Mec/（0.1d3）=512.780/[0.1×(62×10-3)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：8×300×10=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=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=1763.127NFA2=FS2=1763.127N(3)求系数x、yFA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68FA1/FR124000h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=47.745r/minFa=0FR=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=0.68×462.551=334.934N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2Fa=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、yFA1/FR1=334.934/492.551=0.68FA2/FR2=334.934/492.551=0.68根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：e=0.68∵FA1/FR124000h∴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C10×8l=L1-b=60-10=50mmT2=133.013N·mh=8mm根据设计手册得σp=4T2/dhl=4×133013/(30×8×50）=44.61Mpa<[σR](110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键连接轴径d3=42mmL3=50mmT=133.8N·m选A型平键键12×8l=L3-b=50-12=38mmh=8mmσp=4T/dhl=4×133800/42×8×38=41.92Mpa<[σp](110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键连接轴径d2=54mmL2=86mmT=639.9Nm查手册选用A型平键键16×10l=L2-b=86-16=70mmh=10mm据设计手册得σp=4T/dhl=4×639900/54×10×70=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。齿轮1齿轮2侧视图轴齿轮侧视图轴类零件视图主视图',)