机械设计课程设计二级圆柱齿轮减速器（含装配图）

1、课程任务：减速器的设计与说明装配图，联系153893706一、 目的综合运用机械设计基础、机械制造基础的知识和绘图技能，完成传动装置的设计，通过这一过程全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，培养综合分析、实际解决工程问题的能力，培养团队协作精神。二、 已知条件1 二级直齿轮减速器产品2 运输机转矩：t=690n.m3 工作情况：一班制，连续单向运行，工作中有轻微震动。4 使用期：8年，每年按360天计。5 检修间隔期：三年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。三、 传动简图 计算及说明结果传动方案分析分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原

2、动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。 计算及说明结果电机的选择1、传动比i:i=z1*z3/z2*z4=3.8*2.61=9.9182、总效率：由3p1

3、9表3-1查得1（联轴器）=0.99，2（滚动轴承）=0.99，3（齿轮传动）=0.97，4（联轴器）=0.99, 5=0.95。 =.5=0.8593、计算电动机的输出转矩： 由已知条件得工作机tw=360工作机带速 v=0.8m/s 及=0.859得：pd=tw*v/=4.06kw 电动机输出转矩：td=9550*pd/n=26.93n.m 4、确定电机型号： 由3p2024表3-2；3-3查得 根据工作条件：室内常温、一班制、连续单向运行，载荷较平稳，电压为380v的三相交流电源，电动机输出功率p=5.5kw，及同步转速n=1500r/min等，选用y系列三相异步电动机，型号为y132s

4、4，其主要性能数据如下：电动机满载转速n=1440r/minn电动机额定功率p=5.5kw= p电机型号额定功率pm满载转速nm同步转速n轴伸尺寸y132s-45.5kw1440r/min1500r/min25mmi =9.918=0.859td=26.93nmn r/min型号为y132s-4n=1440r/mip=5.5kw计算及说明结果传动分析与动力参数1、各级传动比：第一级传动比：i =z2/z1=3.8 ; 第二级传动比：i=z4/z3=2.612、名级效率： 第一级效率：1=0.97*0.99*0.99=0.951第二级效率：1=0.97*0.99*0.99=0.951计算各轴的转

5、速功率和转矩：1、转速：轴i： n1=1440/2.99=481.6r/min轴ii：n2=481.6/3.80=126.7r/min轴iii：n3=126.7/2.61=48.6r/min2、 输出功率：轴i： p1=pd*01=4.06*0.95=3.895kn轴ii： p2=p1*12=3.895*0.96*0.99=3.702kn轴iii：p3=p2*23=3.702*0.96*0.99=3.518kn3、输出转矩：轴i： t1=9550*p1/n1=77.24nm轴ii: t2=9550*p2/n2=279.03nm轴iii：t3=9550*p3/n3=691.29nm参数轴名轴出功

6、率p（kw）转速n(r/min)输出转矩t（n.m）i轴i3.895481.677.243.800951轴ii3.702126.7279.032.610951轴iii3.51848.6691.29计算及说明结果传动零件的设计一带传动的设计与校合1 小带轮直径 d1=75mm2 大带轮直径 d2=224mm3 工作条件：单班制工作有轻微震动，取工况系数ka=1.14 设计功率pd=ka*p=1.1*4.06=4.47kw5 v带选型：a型6 v=5.66m/s5m/s7 初定中心距a0 0.7(d1+d2) a02(d1+d2)276.5mm a0120o 11 . 计算v带根数： z=pd/(

7、p1+ p)kkl =5.34 取 z=6根 （p1=0.72 p=1.2nm kl=0.99 k=0.96） 12 . 初拉力 fo=500 pd（2.5/ k-1）/zv+qv2 =109.7n (q=0.1kg/m)v带速度v=5.66m/s中心距a=560mm小带轮包角=164.8ov带根数z=6初张力fo=109.7n计算及说明结果（一）、校核齿轮强度：较核低速级大齿轮：、齿面接触疲劳强度校核由1p212齿面接触疲劳强度校核公式13-21其中：、由1p199表13-4查得、取k=1.4、齿数比u=、因为工作机转矩为、齿宽b= 、中心距a=mm、由1p226式9-22及图9-25（b）

8、查得： 故齿轮齿面接触疲劳强度足够、安全。齿面接触疲劳强度符合要求计算及说明结果校核高速级大齿轮：、齿面接触疲劳强度校核由1p212齿面接触疲劳强度校核公式13-21其中：、由1p199表13-4查得、取k=1.4、齿数比u=、因为工作机转矩为、齿宽b=b2=30mm 、中心距a1=110mm、由1p226式9-22及图9-25（b）查得： 故齿轮齿面接触疲劳强度足够、安全。齿面接触疲劳强度符合要求计算及说明结果轴的强度校核1、齿轮的力分析计算：（1）中速轴直齿轮：圆周力ft 1=2t/d1=279.03*2/0.072=2968n径向力fr =ft1tan=2968.4*tan20o=108

9、0n切向力 fn1=ft2/cos=3158.9n （2）中速轴斜齿轮：圆周力ft 2=2t/d2=2*77240/45=3432.9n径向力fr2=ft2tan=3432.9*tan20o=1272.9n切向力 fn2= ft2 /coscos=3721.6n轴向力 fx=ft2tan=667.3n2、支座反力分析：（1）、跨距测得：l1=52mm l2=113 l3=174mm；（2）、求支反力： 由： n1=n2= fr1 +fr2 fr2 l2+fr2*l1-n2 l3-fx*d2/2=0 得： n1=1165.2n n2=1180.0n fxo=fx=667.3n3、当量弯矩：（1）

10、、水平弯矩： mh=fr1*l1+fr2*l2-fx*d/2-n2*l3 求得b点处有最大水平弯矩 mhb=674.6nm（2）、垂直面弯距： mv=fn1*l1-fn2l2 求得b点处有最大水平弯矩 mhb=189.3nm（3）、合成弯矩：(674.62+189.32)1/2=194.0nm( 4 ) 最大扭矩：mmax=m1=279.03nm计算及说明结果轴的校核分析图 a b由此可知b点为危险点。 由 me=m2+(t)21/2 =285.0nm又由 e=me/w=me/0.1d3=25.7mpa-1w=45mpa 总结：轴的强度满足要求l1=52mm l2=113mm l3=174mm

11、计算及说明结果滚动轴承的校合、根据轴承型号6208查4p127表15-3取轴承基本额定动载荷为：cr=22.8kn；基本额定静载荷为：因为：n n、由1p292表17-5查得x=0.56 ; y=1.99 根据轴承受轻微冲击查1p292表17-6取轴承载荷系数为: 、轴承2受力简单且受力小，无须校合。、因为是球轴承，取轴承寿命指数为： 由1p290轴承寿命公式17-2得： = 故轴承使用寿命足够、合格。计算及说明结果键的设计与校合1. v带轮配合处键的设计：已知： d=24mm t=77.24nm lo=60mm =110mpa查1 p /153, 1 p/119 14-24b=8 h=7 k

12、=3.5 由 p=2t/dkl17.2mm 取l1=45mm2. 中速轴齿轮配合处键的设计：已知： d=48mm t=279.03nm lo=42mm =110mpa查1 p 153, p119 14-24b=14 h=9 k=4.5 由 p=2t/dkl23mm 取l2=32mm3. 低速轴联轴器配合处键的设计：已知： d=55mm t=691.29nm lo=112mm =110mpa查1 p /153, 1 p/119 14-24b=16 h=10 k=5 由 p=2t/dkl45.7mm 取l3=100mml1=45mml2=32mml3=100mm计算及说明结果联轴器的选择1. 所连轴的转矩 t=691.29nm2. 轴转速 n=48.6r/min3. 由上面两个条件选用弹性注销式联轴器 型号：hl4（铁）联轴器 gb5014-85 额定转矩： 1250nm691.29nm 许用转速： n=2800r/min48.6r/min 孔轴直径： d=55mm4. 结论：弹性注销式联轴器合适。润滑与密封、润滑： 齿轮采用浸油润滑。参考1p245。当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3060mm。参考1p310。轴承润