机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器

1、华东交大理工学院机械设计课程设计题 目：单级圆柱齿轮减速器指导教师： 姓 名：学 号： 专业班级：06汽车服务工程小 组：第二组完成日期：2008年7月3日 单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书目录一、传动方案说明3二、选用电动机3三、分配传动比4四、计算传动装置的运动参数和动力参数5五、v带选择6六、齿轮传动设计8七、输入轴的设计10八、输出轴的设计13九、滚动轴承寿命的校核计算15十、键连接的选择和强度校核计算16十一、输入轴与传送机连接联轴器选择17 单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书一、传动方案说明1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，连续单向运行，载荷较平稳，室内常温，灰尘较大。2

2、、原始数据：滚筒圆周力f=4000n；带速v=1.2m/s；滚筒直径d=300mm。f=4000nv=1.2m/sd=500mm二、选用电动机1、 根据已知条件计算滚筒弯矩m=300/2×4×1000n=600n·m转速n=76.43工作机所需功率: p=4.8kw 2、 计算传动效率根据机械设计指导表1-2，选定齿轮传动效率=0.98,v带传动效率=0.97,滚动轴承效率=0.99,弹性联轴器=0.99,滚筒轴滑动轴承=0.96。计算总传动效率=0.98×0.97××0.99×0.96=0.8853、 选择电动机容量电动机

3、所需功率=4.8/0.8855.42kw因载荷较平稳,电动机额定功率约大于,根据机械设计指导表14-1选得y系列电动机额定功率为5.5kw。4、 确定电动机转速根据机械设计指导表1-3,v带传动的传动比常用范围为 =24，圆柱齿轮传动=36，故电动机转速范围n'='·n=（2×34×6）×76.43=458.581834.32（）符合这一同步转速的范围有750,1000,1500。由机械设计指导表14-1，根据其重量、价格以及传动比综合选择,选用y132m2-6。其主要性能：满载转速960，额定功率5.5kw。n=76.43p=4.8kw

4、=0.98,=0.97=0.99,=0.99，=0.96=0.885=5.42kw选用电动机型号:y132m2-63、 分配传动比1、 计算总传动比已知n=76.43,所以总传动比为：=/n=960/76.43=12.562、 分配各级传动比根据，选定一级圆柱齿轮的传动比=6，则v带传动比为=/6=12.56/62.09四、计算传动装置的运动参数和动力参数0轴电动机轴： =5.42kw，=n=960，=9550×=53.92n·m1轴高速轴：=5.42×0.97=5.26kw,=960/2.09=459.33,=9550×=109.36n·m2

5、轴低速轴：=5.26×0.98×0.99=5.10kw,=459.33/6=76.56,=9550×=636.17n.m3轴滚筒轴:=5.10×0.99×0.96=4.85kw,=n=76.43,=9550×=606.01n.m 将计算的运动参数和动力参数列表:参数 轴名0轴1轴2轴3轴n（） 960459.3376.5676.43输入功率kw 5.425.265.104.85输入转矩n.m53.92109.36636.17606.01传动比 2.09 6效率0.970.990.980.990.96五、v带选择1、 计算功率由已知条件

6、（工作两班制，载荷较平稳），根据机械设计基础表13-8取=1.2,又电动机所需功率=5.42kw,所以=6.504kw2、 选定v带型号根据=6.312kw,n=960，由机械设计基础图13-15查出此坐标点位于a型范围,所以选用a型v 带,并由图可知=112140mm。3、 计算大小带轮基准直径、 取=140mm,v带传动的滑差率=0.010.02,取=0.02,得=（1）=mm287mm由机械设计基础表13-9,取标准值=280mm。实际从动轮转速:'=/=960×140/280=480转速误差=0.045<0.05允许4、验证带速vv=m/s=7.03m/s带速在

7、525m/s范围内,合适。5、求v带的基准长度和中心距a初步选取中心距=1.5（+）=1.5（140+280）=560取=560mm，得带长=2×560+1788mm根据机械设计基础表13-2对a型选=1800mm，再由式计算实际中心距a，=mm=566mm6、验算小带轮包角=>合适7、求v带根数由n=960，=140mm，通过查机械设计基础表13-3得=1.62kw,得实际传动比,查表13-5得=0.11;由查表13-7得=0.98,查表13-2得=1.01,由此得z=3.798,取4根8、求作用在带轮上的压力查表13-1得q=0.1kg/m，得单根v带的初拉力=n=148.

8、44n作用在轴上的压力=1178.69n6、 齿轮传动设计1、 选择材料及确定许用应力 考虑到传动功率不大（=5.26kw）,所以齿轮选择软齿面。由已知条件（单向传动、载荷较平稳）通过查机械设计基础表11-1，小齿轮选用40cr调质，齿面硬度217286hbs，=730mpa，=580mpa；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度156217hbs，=600mpa，=450mpa。由表11-5，取=1.1,=1.25。所以，=664mpa=545mpa=464mpa=360mpa2、 按齿面接触强度设计根据表11-2，设齿轮按8级精度设计。由表11-3取载荷系数k=1.2,由表11-6取齿宽系数=0.

9、8,小齿轮转矩=1.09×n·mm,由表11-4取=188,又,所以=65.7mm取=20，=6×20=120（机械设计指导表16-2）模数m=3.285齿宽b=0.8×65.7mm=52.56mm取=55mm,=50mm,按表4-1取m=3.5mm,实际的=m=20×3.5mm=70mm,=120×3.5mm=420mm中心距=245mm3、 验算轮齿弯曲强度齿形系数=2.94（图11-8）,=1.56（图11-9）=2.13,=1.81=43.63mpa=464mpa=mpa=36.68mpa=360mpa,安全。4、 齿轮的圆周

10、速度=m/s=2.40m/s6m/s（对照课本表11-2），选择8级精度是合适的。七、输入轴的设计1、按扭转强度初步计算轴径根据课本表14-1，材料选用45号钢调质，硬度217255hbs，由表14-2取c=115=115mm=25.9mm考虑有键槽加大5%,=25.9（1+5%）=27.195mm取=27mm2、 轴的结构设计将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，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，右轴承从右面装入，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和皮带轮依次从左面装入，轴端挡圈固定皮带轮。3

11、、 确定轴的各段直径和长度根据机械设计指导表10-1初选用6007深沟球轴承,其内径为35mm,宽度为14mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长34mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则此段长度=（2+14+20+55）mm=91mm。轴承盖安装安装直径=33mm,高度为22mm；齿轮安装直径=37mm；轴肩直径=（37+2×6）mm=49mm，宽度为8mm。=（15+14+1）mm=30mm,带轮安装轴径l=（1.52）=（2128）mm取l=28mm。v带轮缘宽b=（z1）e+2f=（41）×（150.3）+2&

12、#215;9）)mm=（630.9）mm,取b=63mm。=（63+22+82）mm=91mm4、 按弯矩复合强度计算已知:分度圆直径=70mm,转矩=109.36n.m圆周力=2×109.36n.m/70mm=3124.57n径向力=tan=3124.57n×tan=1137.25n对轴进行受力分析 齿轮位于两轴承中央,所以=54.5mm c 绘制垂直面弯矩图轴承支反力：=/2=568.63n=/2=1562.28n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=30.99n.m，水平面弯矩=85.14n.m,合弯矩=90.60n.m。画出弯矩图 c t 如图可知

13、c是危险截面,绘制其当量弯矩图=,可认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数=0.6,所以=111.87n.m c 校验危险截面=mpa=22.09mpa=40mpa所以该轴的强度足够8、 输出轴的设计1、 按扭矩初算轴径根据课本表14-1选用45#调质钢，硬度（217255hbs），取c=115，已知=5.10kw,=75.56,根据公式c=115×mm=46.8mm,考虑有键槽应加大5%,=46.8（1+5%）=49.14mm取=50mm2、 轴的结构设计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

14、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,轴承挡圈固定带轮。3、 确定各段直径和长度根据机械设计指导表10-1初步选用6012深沟球轴承,内径60mm,宽度18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。'=（50+20+18+2）mm=90mm，'=（18+1+15）mm=34mm。轴承盖高度取24mm，安装直径=56mm；轴肩宽度为14mm，直径为=72mm。齿轮安装直径为=62mm，=50mm。3、 按弯扭复合强度计算已知：

15、分度圆直径=420mm，转矩=636.17n.m圆周力:=2×636.17n.m/420mm=3029.38n径向力:=3029.38n×=1102.60n求支承反力因为齿轮安装在两轴承中央,所以'='=54mm'='=/2=551.30n'='=/2=1514.69n确定危险截面,并计算弯矩由设计以及输入轴的计算可确定同样截面c为危险截面。所以在c截面垂直面弯矩'='=29.77n.m,水平面弯矩'=81.79n.m合弯矩为'=87.04n.m当量弯矩:取=0.6,所以=391.50n.m校验

16、危险截面=mpa=19.06mpa=40mpa所以此轴的强度足够九、滚动轴承寿命的校核计算根据已知条件,计算要求寿命为16×8×360=46080h1、 计算输入轴轴承已知条件:初选6007深沟球轴承,两轴承径向反力=568.63n,转速=459.33,寿命计算公式当量动载荷p的计算因为只受径向力,所以根据课本表16-11,取径向动载荷系数x=1,轴向动载荷系数y=0,故p=568.63n寿命计算根据机械设计指导表10-1得基本额定动载荷=16.2kn。取=3，所以寿命=839034h>46080h预期寿命足够2、计算输出轴轴承已知条件:初选6012深沟球轴承,两轴承

17、径向反力=551.30n,转速=76.56,寿命计算公式当量动载荷p的计算同理p=551.30n寿命计算根据机械设计指导表10-1得基本额定动载荷=31.5kn。同样取=3，所以寿命=40608271h>46080h预期寿命足够十、键连接的选择和强度校核计算1、 带轮与输入轴连接已知轴径=27mm,转矩=109.36n.m。材料选用45#钢，根据课本表10-10，取=110mpa。根据机械设计指导表9-25选用c型平键,标记为c8×50 gb/t 1096-2003,h=7mm。则平键挤压强度=4×109.36n.m/（27mm×7mm×50mm）

18、=46.29mpa=110mpa 强度足够2、 输入轴与齿轮连接已知轴径=37mm，转矩=109.36n.m。材料选用45#钢，根据课本表10-10，取=110mpa。根据机械设计指导表9-25选用a型平键,标记为10×50 gb/t 1096-2003,h=8mm。则平键挤压强度=4×109.36n.m/（37mm×8mm×50mm）=29.56mpa=110mpa 强度足够3、 输出轴与齿轮连接已知轴径=62mm,转矩=636.17n.m。材料选用45#钢，根据课本表10-10，取=110mpa。根据机械设计指导表9-25选用a型平键,标记为18×50 gb/t 1096-2003,h=11mm。则平键挤压强度=4×636.17n.m/（62mm×11mm×50mm）