机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书教材

1、机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（ A1）3. 轴零件图一张（ A3）4. 齿轮零件图一张（ A3）机 械 工 程 系 06汽车（ 2） 班级 设计者： 彭 亚 南 指导老师： 苗 晓 鹏 完成日期：2009 年 3月 1日成绩： 安阳工学院课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名彭亚南 所在院系 机械工程系 专业、年级、班 06 汽车（ 2）班设计送带要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限 10 年，小批量生产。允许输 速度误差为。输送带拉力 F= 2.5kN ；输送带速度 V=1.

2、7m/s ；滚筒直径 D=300mm。学生应完成的工作：1编写设计计算说明书一份。 2减速器部件装配图一张 （A0 或 A1）； 3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1. 机械设计课程设计指导书2. 机械设计图册3. 机械设计手册4. 机械设计工作计划：1. 设计准备工作2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务任务下达日期： 2009 年 2 月 15 日完成日期： 2009 年 3 月 1 日指导教师（签名） ：学生（签名） ：彭亚南带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用

3、 来在空间的任意轴之间传递运动和动力， 目前齿轮传动装置正逐步向小型化， 高 速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠， 传动效率高 （一般可以达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%），传 递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率 的传动）速度范围广 （齿轮的圆周速度可以从 0.1m/s 到 200m/s或更高，转速可 以从 1r/min 到 20000r/min 或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在 各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。 本文设计的就是一种典型的一级圆柱直 齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料

4、为 40Cr（调质），硬度约为 240HBS， 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度约为 215HBS，齿轮精度等级为 8 级。轴、轴 承、键均选用钢质材料。关键词： 减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目录机械设计课程设计计算说明书1.一、课 程 设 计 任 务 书 1二、摘要和关键词 22.一、传动方案拟定 3 各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择 3三、计算总传动比及分配各级的传动比 4四、运动参数及动力参数计算 6五、传动零件的设计计算 7六、轴的设计计算 10七、滚动轴承的选择及校核计算 1214八、键联接的选择及校核计算 13九、箱体设计机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装

5、置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（ A）3. 轴零件图一张（ A）4. 齿轮零件图一张（ A）机 械 工 程 系 06汽车（ 2） 班级 设计者： 彭 亚 南 指导老师： 苗 晓 鹏 完成日期：2009 年 3月 1日成绩： 安阳工学院计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1）工作条件：使用年限 10 年，工作为二班工作制，单向运转，小批 量生产，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：滚筒圆周力 F=2.5kN；带速 V=1.7m/s； 滚筒直径 D=300m。m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

6、 总= 带 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 总=0.83P 工作 =5.12KW=0.960.9830.9 70.9 90.96=0.83（2） 电机所需的工作功率：P 工作 =FV/（1000 总）=2500 1.7/ （10000.8 3）=5.12KWn 滚筒3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=601000V/ D=601000 1.7/ 300=108.2r/min按手册 P7表 1 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=36。取 V 带传动比 I 1=24，则总传动比理时范围为 I a=624。故电动机转速的可选范围为 nd=I an筒 n 筒=（

7、624） 108.2=649.42597.4r/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： 由机械设计手册查得。 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 3 方案比较适合， 则选 n=1000r/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，选定电动机 型号为 Y13M2-6。其主要性能：额定功率： 5.5KW，满载转速 960r/min ，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/

8、n 筒=960/108.2=8.872、分配各级伟动比（1） 据指导书 P7表 1，取齿轮 i 带=2.3（V带传动比 I1=24合理）（2） i总=i 齿轮 i 带i齿轮 =i 总 /i 带 =8.87/2.3=3.86四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（ r/min ） nI=n 电机=960r/min nII =nI /i 带=960/2.3=417.39（r/min） nIII =nII /i 齿轮 =417.39/3.86=108.13（r/min）2、 计算各轴的功率（ KW）PI=P工作 带=5.12 0.96=4.92KWPII =PI 轴承 齿轮=4.920.980.

9、97=4.67KWPIII =PII 轴承 联轴器=4.67 0.9 70.9 9=4.48KW3、 计算各轴扭矩（ Nmm）T工作=95505.12/960=50.93TI= T 工作 带i 带=50.932.30.96=112.6 NmTII = TIi 齿轮 轴承 齿轮=108.2r/min电动机型号Y132M2-6i 总 =8.87 据手册得i 齿轮 =3.86i 带 =2.3nI =960r/min nII =417.39r/m innIII =108.13r/m inPI =4.92KWPII =4.67KWPIII =4.48KWTI =112.6 NmTII =412.15N

10、mTIII =395.67N m=112.63.860.980.97=412.45 NmTIII =TII 轴承 联轴器=412.450.97 0.99=395.67 N五、传动零件的设计计算1. 确定计算功率 PC 由课本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW2. 选择 V 带的带型 根据 PC、n1 由课本图 8-10 得：选用 A型3. 确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v。1）初选小带轮的基准直径 dd1由课本表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基 准直径 dd1=100mm。2）验算带速 v。按课本式（ 8-13 ）验算带的速度 v= dd1n

11、1/ （601000）=1001000/（601000）=5.24m/s 在 5-30m/s 范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（ 8-15a ），计算大带轮的基 准直径 dd2dd2=i 带dd1=2.3 100=230mm由课本表 8-8 ，圆整为 dd2=250mm4. 确定带长和中心矩V=5.24m/s1）根据课本式（ 8-20 ），初定中心距 a0=500mm2）由课本式（ 8-22 ）计算带所需的基准长度2dd2=340mm取标准值dd2=355mmLd0 2a0+ （d d1+dd2） /2+（d d2-d d1 ） / （ 4a0） =2500+3.14（1

12、00+250）/2+（250-100）2/（4500）1561mm 由课本表 8-2 选带的基准长度 Ld=1400mm 按课本式（ 8-23 ）实际中心距 a。aa0+（Ld- L d0）/2=500+（ 1400-1561）/2=425mm5. 验算小带轮上的包角 11=1800- （dd2-dd1）/a 57.3 0=1800- （250-100）/427 57.3Ld=1600mm=1520900（适用）6. 确定带的根数 z取 a0=5001）计算单根 V 带的额定功率 pr。 由 dd1=100mm和 n1=1000r/min 根据课本表 8-4a 得 P0=0.988KW根据 n

13、1=960r/min ，i 带=3.4 和 A 型带，查课本表（ 5-6 ）得P0=0.118KW 根据课本表 8-5 得 Ka=0.91 根据课本表 8-2 得 KL=0.99由课本 P83式（ 5-12 ）得Pr=（P0+P0）KaKL=（0.988+0.118 ）0.91 0.99=0.996kw2）计算 V 带的根数 z。 z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圆整为 7 根Z=7F0=147NFp)min =1968Ni 齿 =3.86Z1=24Z2=77T1=137041NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2 =550Mpa7. 计算单根 V带的初压力的最小值 （F

14、0） min由课本表 8-3 得 A型带的单位长度质量 q=0.1kg/m，由式（ 5-18）单 根 V 带的初拉力：（F 0） min =500 （2.5- K a）PCa /zvK a +qV2=500 （ 2.5-0.91 ） 6.05/ （ 0.91 75.24 ）+0.15.242N =147N应使带的实际初拉力 F0（F0） min。8. 计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为（ Fp） min=2z（ F0） min sin （1/2 ）=27147sin （ 146/2 ）=1968N2、齿轮传动的设计计算1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器， 速度不高，故选用

15、7 级精度（GB1 0095-88）。2）材料选择。由表课本表 10-1 选择小齿轮和大齿轮材料为 45 钢（调 质）硬度为 280HBS。3）选小齿轮齿数 z 1=24，大齿轮齿数 z2=24 3.86=92.64 ，取 93。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（ 10-9a ）d12.32（KT 1（u+1）Z E由课本表 10-7 选取齿款系数 d=1 由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2/ du H 5）由课本 tu 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 =600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2 =55

16、0MPa；6）由课本式 10-13 计算应力循环次数 NLNL1=60n1jL h=60342.86 1（1630010）=9.874108NL2=NL1/i=9.874 108/3.86=2.558 1087 ）由图课本 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96 K HN2=0.988）计算解除疲劳许用应力。）1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=9.5510取失效概率为 1%，安全系数 S=1.0 H 1= K HN1 Hlim1 /S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H 2= K HN2 Hlim2 /S

17、=0.98 550/1.0MpaP1/n1=95.5 1064.92/342.86=137041 Nmm1）试算小齿轮分度圆直径 dd1，代入 H 较小的值 dd12.32（KT 1（u+1）Z E2/ du H 2）1/3=2.321.3 1.37 105（ 3+1） 189.8 2/（3.86 5392） 1/3 =71.266mm2） 计算圆周速度 v。v=dd1n1/（601000）=3.1471.266342.86/（601000）=1.28m/s 3）计算齿宽 b。b= dd1=1 71.266mm=71.266mm 4）计算齿宽与齿高之比 b/h 。模数： m=d1/Z 1=71

18、.266/24=2.969mm齿高： h=2.25m=2.252.969=6.68mm b/h=10.675）计算载荷系数。根据 v=1.28m/s ，7 级精度，由课本图 10-8 查得动载荷系数 Kv=1.07 ； 直齿轮， KHa=KFa=1： 由课本表 10-2 查得 KA=1由课本表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置 时， KH=1.316由 b/h=10.67 ，KH=1.316 查课本表 10-13 得 KF=1.28 ：故载荷系数 K=KAKVKHaKF=11.0711.316=1.4086） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（ 10

19、-10a） d1= d 1t（K/K t ） 1/3 =71.266 （1.408/1.3） 1/3 =73.187mm7） 计算模数 m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3. 按齿根弯曲强度设计 由课本式（ 10-5 ）得弯曲强度的设计公式m 2KT1YFaYSa/（ dz12 F） 1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）由课本图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85 K FN2=0.88 3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数

20、 S=1.4，由课本式（ 10-12 ）得 F 1= KFN1FE1/S=0.85 500/1.4=303.57MPa F 2= KFN2FE2/S=0.88 380/1.4=238.86MPa4） 计算载荷系数 KK=K AKVKFaKF=11.07 1 1.28=1.37 5）取齿形系数。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.226 6）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.764 7）计算大、小齿轮的 YFa YSa/ FYFa1 YSa1/ F 1=2.651.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2/ F

21、2=2.2261.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大。NL1=9.874108NL2=2.558108KHN1=0.96KHN2=0.98 H 1=576Mpa H 2=539Mpad1=71.266mmm=2.5mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.226YSa2=1.764m2.22mm8） 设计计算 m 2 1.371.371050.01644 /（1 242） 1/3 =2.2mm对比计算结果， 由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于齿根弯曲疲劳 强度计算的模数 m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力， 而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力， 仅与齿轮直径

22、（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.2 并就近圆整为标准值 m=2.5mm， 按接触 强度 的的 分度圆直径 d1=73.187 ，算出小齿 轮的 齿数 z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数 z2=3.86 30=116这样设计出的齿轮传动， 既满足了齿面接触疲劳强度， 并做到结构紧凑， 避免浪费。d1=75mm d2=290mm a=183mmB2=75mmB1=80mm4. 几何尺寸计算 （ 1）计算分度圆直径 d 1= z 1m=30 2.5=75mm d2= z 1m=116 2.5=290mm（2）计算中心距 a= （d1+ d 2） /2

23、= （75+290）/2=183mm（3）计算齿轮宽度 b= d d 1=175=75mm取 B2=75mm， B1=80mm六、轴的设计计算 输出轴的设计计算 1、两轴输出轴上的功率 P、转数 n 和转矩 TPII 输=4.67 0.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656NmmPI 输=4.92 0.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 NmmFt2=2011NFr2=826NFt1=2401NFr1=729N2、求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d2=355mm Ft2=2

24、T2/d 2=2397656/355=2011N Fr2= Ft2tan20 =20110.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为 d1=84mm Ft1=2T1/d 1=2100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20 =24010.3642=729N4、初步确定轴的最小直径先按课本式（ 15-2 ）初步估算轴的最小直径。选取的材料为 45 钢， 调制处理。根据课本表 15-3 ，取 A0=112，于是得1/3 1/3dmin2= A0（PII 输/ n 2） =112（ 4.58/108.13 ） =39.04mm dmin1= A0（P1输/ n 1）1/3=112

25、（4.82/417.39 ）1/3=25.32mm5、联轴器的选择dmin2=39.04mmdmin1=25.32mm为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应， 故选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT2, 查课本表 14-1 ，考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.3 ，则Tca= KAT2=1.3 397656=516952.8 Nmm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册 ，选 用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000 N mm。联轴器的孔径 d1=38mm，半联轴器长度 L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=58mm。6、

26、轴承的选择 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求，由轴承产品目录中初步取 0 基本轴隙组、标准京都记得深 沟球轴承 213，其尺寸 dDT=65mm120mm 23mm。深沟球轴承213，其尺寸 dDT=65mm 120mm23m m7、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表 6-1 查得平 键截面 bh=20mm 12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了 保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm8mm 50mm，半联轴器与轴的配合为 H7

27、/k6.8、确定轴上圆角尺寸 参考课本表 15-2 ，取轴端倒角为 245。9、求轴上的载荷 1轴弯矩合成应力校核轴的强度ca1=0.27MPa ca2 =5.96MPa轴承预计寿命576000h按 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据 课本式（ 15-5 ）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循 环变应力，取 =0.6 ，轴的计算应力ca1=M1 计算当量载荷 P1 、 P2+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6100871）2 1/2/（1843） =0.29MPa2 2 1/2 2 2 1/2 ca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6397656）2 1/2 /33656.9=6.28 MPa 前已选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由课本表 15-1 查 得 -1=60MPa。因此 ca1ca257600hLh2=106C3/(60nP 23)=10 644.8 106 3/60 70.8(1.5 1466.25) 3 =1.991015h57600h预期寿命足够 八、键联接的选择及校核计算由课本式( 6-1 ) p=2T103/ (kl