机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器

1、机械设计基础课程设计设计题目：一级圆柱齿轮减速器内装1.高速轴 2.低速轴 3.齿轮机械工程学院模具141班级小组人员：指导老师：完成日期2015年2月31日成绩 100 成都纺织高等专科学校已知输送带工作拉力F=4.8KN，输送带工作速度V=1.7m/s，滚筒直径D=450mm，两班制，连续单项运转，载荷较稳定，使用折旧期为8年，室外工作，灰尘较大，环境最高温度35，三相交流电，电压380/220V；四年一次大修，三年一次中修，半年一次小修；一般机械厂制造，小批量生产。电动机的选择计算项目计算内容及说明主要结果选择电动机的额定功率查机械设计手册知：V带传动带=0.96，滚动轴承轴承=0.97

2、，联轴器联=0.98，卷筒卷=0.96。电动机至卷筒轴的传动效率=带²轴承齿联=0.96×0.99²×0.98×0.97=0.89工作机的效率w=轴承卷=0.99×0.96=0.95。则工作机所需的电动机输出功率：Pd=Fv/1000w=4800×1.7/1000×0.89×0.95=9.65（Kw）查机械设计手册：选电动机额定功率Pcd=11Kw。Pd=9.65（Kw）Pcd=11Kw选择电动机的转速卷筒轴工作转速w=600×10001.7/3.1445072.19（r/min）V带传动比i带

3、24，单级直齿圆柱齿轮传动比i齿35则总传动比的合理范围ii带·i齿=620得电动机转速可选范围： n=i·nw=（620）×72.19 =433。141443.8（r/min） 选电动机的同步转速n=1000r/min较合适。 查机械设计手册，确定电动机的型号为Y160L-6，满载转速nm=970r/minnm=970r/min传动装置的总传动比 传动装置的总传动比 i=nm/nw=970/72.19=13.44i=13.44分配各级传动比分配V带传动比i1=3.2单极直齿圆柱齿轮传动比i2=4.2i1=3.2i2=4.2计算各轴的输入功率小齿轮P1=Pd

4、15;带=9.65×0.96=9.264KW大齿轮P2=P1ײ轴承齿=9.264×0.99²×0.97=8.81Kw卷筒轴Pw=P2×联轴承=8.81×0.98×0.99=8.55KwP1=9.264KwP2=8.81KwPw=8.55KwV带传动的设计计算项目计算内容及说明主要结果确定计算功率PcPc=KA·Pd，已知Pd=9.625Kw查机械设计基础表4.7得KA=1.2，则Pc=1.2×9.65=11.58KwPc=11.58Kw计算带型根据Pc=11.58KW和小带轮转速n1

5、=nm=970r/min,按图4.12选择B型带B型带确定V带轮基准直径查表4.8选取dd1=125mm由式(4-12)n1/n2=i1n2=n1/i1=970/303.125r/mindd2=（n1/n2）dd1(1-) =970/303.125×（1-0.02） =392（mm）查表4.8，选取dd2=400mm取dd1=125mmdd2=400mm验算带速由式（4-19）得V=dd1n1/60×1000=6.35m/s带速V在525（m/s）范围内合适确定带的基本长度取中心距0.7（dd1+dd2）<a0<2(dd1+dd2)367.5<a0<

6、1050，初取a0=700mm由式（4-21）计算V带的基本长度 L0=2a0+/2（dd1+dd2）+(dd2-dd1)²/4a0 =2×700+/2（125+40)+(400-125)²/4×700 =2251.26(mm)查表4.2，选取带的基准长度Ld=2300mm查表4.2，由式（4-22）计算实际中心距aa0+（Ld-L0）/2=700+(2300-2251.26)/2 =724.37mm考虑安装调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调整范围，由式（4-23），（4-24）得amin=a-0.015Ld=724.37-0.015 X 230

7、0=689.87mmamax=a+0.03Ld=724.37+0.03 X 2300=793.37（mm）取Ld=2300mm满足设计要求Amin=689.87mmAmax=793.37（mm）验算小带轮的包角由式（4-25）得小带轮的包角1=180°（dd2-dd1）×57.3°/a =180°（400-125）×57.3°/724.37 =158.251120°，合适7,确定V带的根数查表4.4得:P0=1.64KW,P0=0.30KW查表4.5得:K=0.94，查表得KL=1.01由式（4-26）计算V带的根数Z=Pc

8、/P0=Pc/(P0+P0)KLK =11.58/（1.64+0.30）×0.94×1.01取Z=7根确定单根V带的初拉力查表4.8，得q=0.17kg/m由式（4-28）得单根V带的初拉力F0=（500PL/zv）×（2.5/KQ-1）+qv²=（500×11.58/7×6.35）×（2.5/0.94-1)+0.17×6.35²=223.08N单根V带张紧所需的初拉力F0=223.089，确定带轮在带轮轴的拉力由式（）4-29近似计算传动作用在带轮轴的压力FQ=2ZF0sin1/2=2×7&#

9、215;223.08×sin223/2=2905.81NFQ=2905.81N10,带轮结构设计11，传动比调整小带轮dd1=125mm，采用实心式大带轮dd2=400mm>300采用轮辐式V=6.35m/s<25m/s带轮均采用HT150制造因已选取dd1=125mm，dd2=400mm，得i1=dd2/dd1=400/125=3.2i=i1·i2=13.44i2=i/i1=13.44/3.2=4.2i1=3.2i2=4.212，计算各级转速小齿轮：n1=nm/i1=970/3.2=303.125r/MM大齿轮：n2=n1/i2=303.125/4.2=72.

10、19r/mm卷筒轴：nw=n2=72.19r/mm满足题目设计要求。N1=303.125r/mmN2=72.19r/mm计算各轴的输入转矩电机轴输入转矩：Td=9550×Pd/nm=9550×9.65/970 =95.01N·m小齿轮轴输入转矩：T1=9550×P1/n1=9550×9.264/303.125=291.86N·m大齿轮轴输入转矩T2=9550×P2/n2=9550×8.81/72.19=1165.47N·mTd=95.01N·mT1=291.86N·mT2=1165.4

11、7N·m单级直齿圆柱齿轮的传动的设计计算项目计算内容及说明主要结果1，选取材料和确定叙永应力小齿轮材料：45钢，调制硬度为HB1=210280HBS，计算中用215HBS1,大齿轮材料：45钢，正火硬度为HB2=170210HBS，计算中用185HBS小齿轮许用应力：H1=380+0.7HB1=380+0.7×215=530(MPa)大齿轮许用接触应力：H2=380+0.7HB2=380+0.7×215=510(MPa)小齿轮许用弯曲应力：F1=H0+0.2HB1=140+0.2×215=183(MPa)大齿轮许用弯曲应力：F1=140+0.2HB2=1

12、40+0.2×185=177(MPa)接触疲劳强度计算齿轮的主要尺寸（1） 计算小齿轮所需传递的转矩下：T1=9550×P1/n1=9550×（9.264/303.125）×10³=2.92×100T1=2.92×1002，确定载荷系数K3,计算齿数比4，选择齿宽系数d据K=1.31.7，原动机为电动机，载荷较平稳，齿轮支撑为对称配置取较小值K=1.4=z2/Z1=i2=4.2据齿轮为轮齿面和齿轮在两轴承间对称布置，由表6.9取d=1K=1.4=4.2d=15，材料系数ZE6,按式（6-28）计算小齿轮的分度圆直径d1（7）

13、 确定齿轮的模数m（8） 按式（6-32）确定齿轮的齿轮数Z1和Z2（9） 计算齿轮的主要尺寸（10） 计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮精度查表6.6得ZE=189.8MPa½=95mm中心距a=（d1/2）（1+） =247（mm）M=（0.0070.020）×247 =1.7294.94按标准模数系列（表6.1）Z1=d1/m=95/2.5=38故调整：a=95（+1）/2=250=4.263Z2=z1=4.263×38=162齿轮分度圆d1=mz1=2.5×38=95mmd2=mz2=2.5×162=405齿轮转动的中心距：a=（d1+d2

14、）=（95+405）/2=250（mm）齿轮宽度：b=b2=d·d1=1×95=95（mm）b1=b2+(510)=100105mm取b1=100V=d1n1/60×1000=1.51m/s按表6.14选取齿轮精度等级为8级精度 Z1=38Z2=162a=247.5mmb2=95mmb1=100mmV=1.51m/s精度为8级3，较核齿根的弯曲疲劳强度（1）选YFS并比较大小（2）计算大齿轮齿根的弯曲应力查表6.8，z1=38 YFS1=4.02 Z2=162 YFS2=3.92YFS1/=4.02/183=0.0220<YFS2/F2=3.92/177=0

15、.0221F2=2KT1YFS2/bm²z1=2×1.4×2.92×105×3.92/95×2.5²×38=142.05MPa<F2齿轮的弯曲疲劳强度足够。大小齿轮的弯曲疲劳强度足够。4.计算齿轮的主要几何尺寸分度圆直径为：d1=mz1=2.5×38=95mmd2=mz2=2.5×162=405mm齿顶圆直径为：da1=d1+aha*m=95+2×1=97mmda2=d2+2ha*m=405+2×1=410mm齿根圆直径为df1=d1-2（ha*+c*）m=9*5-2（

16、1+0.25）×2.5=88.75mmdf2=d2-2（ha*+c*）m=405-2*（1+0.25）×2.5=398.75（mm）d1=95mmd2=405mmda1=97mmda2=410mmdf1=88.75mmdf2=398.75（mm）5，齿轮结构设计小齿轮直径较小考虑将小齿轮与轴做成整体齿轮轴高速轴设计计算项目计算内容及说明主要结果1,选择轴的材料确定许用应力考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器，选用45钢调质处理由表机械设计基础9.1查得b=637MPa b-1=59Mpab=637MPab-1= 59Mpa2,初步计算最小轴径高速轴传递功率P1=9.264

17、KW，由表9.2查得C=（118107）则d1C·1=36.5833.17(mm)因轴上开一个键槽故将轴径增大5，则d1x1.0538.40934.828取轴径d1=38mmd1=38mm3,轴上零件定位固定和装配单级减速器中将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置（图9.15），两轴承分别以套筒定位，周向则采用小过盈配合固定。大带轮以轴肩和轴端挡圈轴向定位，平键做周向定位。轴做成阶梯形，右端套筒和右轴承从右面装入，左端套筒，左轴承左端盖，大带轮依次从左面进入4. 轴的结构设计轴径的设计d1=38mm d2=d12h=382×0.07×38=43.32 考虑该段轴

18、上的密封尺寸，取d2=44轴承型号初选为6210深沟球轴承.查手册得轴承宽度B轴承=20，则d3=50（符合轴承内径同时d3>d2，以便于轴承装拆） 故采用油润滑（查教材P245）毛毡圈密封，考虑非定位轴肩，取d4=51mm(d4>d3),以便于齿轮装拆,但因da1=100mm<2d4,查简明机械零件设计手册表10-25，d4轴段应与小齿轮做成整体-齿轮轴。所以d4=df1=88.75mm,且小齿轮不需轴环段，d5=d3=50mm(同一轴上两轴型号尽量相同)初选6210d1=38mmd2=44d3=50d4=88.75mmd5=50mm轴端长度确定由装配图知轴的长度尺寸分别为

19、L1=106mm,L2=75mm,L3=33mm,L4=99mm,L5=33mm两轴承的跨距由于采用6210深沟球轴承，支点可选在轴承宽度一半处 L跨距=L3+L4+L5-B轴承 =33+99+33-20 =145mm经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为72.5mm，齿轮为居中布置L跨距=145mm5.齿轮受力计算分度圆直径 d1=mz=2.5×38=95mm转矩 圆周力 Ft1=2T1/d1=2×291864÷38 =15361.26（N） 径向力 Fr1= Ft1tan=5591.04(N)d1=95mmT1=291864 (N·M)Ft1=6144.

20、5（N）Fr1=5591.04(N)6.轴的强度计算（1）画轴受力（a）(2) 在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内： =290581NRAH=2675.2(N) V面内：RAV=RBV=7686.63(N)(3)绘制弯矩图：H面内弯矩MCH=72.5×(-)=-388646.96(N·MM)MAH=128×(-)=371943.68(N·MM)V面内弯矩图MAV=0MCV=72.5×RAV=556845.67 (N·MM)合成弯矩图MC=67906079(N·MM)MA=371943.68(N·MM)(4)绘

21、制弯矩图T1=291864N·mm(5)绘制当量弯矩图 =701277.41N·mm =411106.50N·mm(6)校核危险截面C处的强度 故该轴的强度满足要求.低速轴计算项目计算内容及说明主要结果1.选择轴的材料，确定许用应力 考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器，选用45钢调质处理，查表9.1得：b=637Mpab-1=59Mpab=637Mpab-1=59Mpa2,初步计算最小轴径 低速轴传递功率P2=8.81KW，由表9.2查得C=118107则d1·(p2/n2)=5953.5mm因轴上开一个键槽，故将轴径增大5则d1×1.05

22、61.9556.175, 取轴径d1=63mmd1=63mm3，联轴器的选择查教材表11-1，取联轴器的工作情况系数K=1.3，则计算转矩Tc=KT2=1.3×1165.47=1515.111（N·mm）查手册表7-11选取弹性柱销轴器的型号为LX4，轴径d1=63mm，轴孔径L=107mm4.初步拟定轴上零件定位，固定和装配单级减速器将齿轮安排在箱体中央（图15，但将轴反向放置）齿轮右端用套筒轴向定位，左面由轴环定位，周向依靠平键固定两轴承都以套筒定位，周向则采用小过盈配合固定。联轴器以轴肩和轴端挡圈轴向定位，平键做周向定位。轴做阶梯形，左端套筒，左轴承从左面装入，齿轮，

23、右端套筒，右轴承，联轴器依次从右面装入。5.轴的设计轴径的设计d1=63mmd2=d1+2h=63+2×0.07×38=68.32.考虑该轴端上密封件尺寸，取d2=70mm轴承型号初选为6215深沟球轴承，轴承宽度B=25mm，则d3=75mm(符合轴承内径，同时d3>d2,以便于轴承装拆）)因为d3·n2=75×72.19=5437.31< 1.5×105(mm·r/min)故而轴承采用油润滑（查教材P245）毛毡密封圈。考虑非定位轴承，取d4=77mm（d4>d3,以便于齿轮装拆）定位轴环直径d5=d4+2h=7

24、7+(0.070.1)×62= 85.6889.4mm取d5=87mmd6=d3=75mmd1=63mmd2=70mmd3=75mmd4=77mmd5=87mmd6=75mm轴段的长度确定由装配图知轴的长度尺寸分别为L1=103mm,L2=38mm,L3=69mm,L4=93mm, L5=7mm,L6=33mm两轴承间跨距由于6215深沟球轴承，支点可送在轴承宽度一半处。L跨距=L3+L4+L5+L6-B轴承 =69+93+7+33-25 =177mm经计算右轴承支点到齿轮支点距离为86mm左轴承支点齿轮支点距离91mm。L跨距=177mm6.齿轮受力分析分度圆直径转矩圆周力Ft2=

25、2T2/d2=5827.365 (N)径向力Fr2= Ft2tan=2120.99(N)d2=405mmT2=1165473(N·mm)6.轴的强度计算（1）画轴的受力图a(2) 在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内：Fr2×86-REH×177=0得REH=1017.81NRFH=Fr2-REH=1076.99(N)V面内：Fr2×86-REV×177=0得REV=2796.42(N)RFV=Ft2-REV=2959(N)(3)绘制弯矩图：H面内弯矩图MGH=REH×91=92620.71(N·MM)V面内弯矩图：MG

26、V=REV×109=254474 (N·MM)合成弯矩图：=270805.69(N·mm)(4)绘制转矩图T2=1165473N·MM(5)绘制当量弯矩图=749889.03(N.mm）(6) 校核危险截面C处的强度故该轴的强度满足要求。平键计算项目计算内容及说明主要结果1高速轴上与大带轮连接的平键（1）选择键的类型和尺寸：由高速轴结构设计：d1=38mm,L1=105mm查表8.9选用A型平键b=10mm，h=8mm,L=70mm,l=L-b=70-10=60，由于键是标准件其剪切强度足够（2） 校核键连接的强度因带轮采用铸铁制造，查8.10得p=10

27、80Mpa键连接挤压强度故所选键连接满足挤压强度，合适。A型平键b=10mmh=8mmL=70mm2低速轴上与联轴器连接的平键（1） 选择键的类型和尺寸：由低速轴结构设计：d1=63mm,L1=82mm查表8,9选用B型平键b=18,h=11mm,L=70mm,l=L=70mm,由于键是标准件，其剪切强度足够。(2) 校核键连接的强度因半联轴器和平键都采用45号钢制造，查表8.10得p=125150Mpa键连接挤压强度故所选键连接满足挤压强度，合适。B型平键b=18mmh=11mmL=70mm3,低速轴上与大齿轮连接的平键（1） 选择键的类型和尺寸由低速轴结构设计：d4=77mm,l4=93m

28、m查表8.9选用A型平键，b=16mm,h=10mmL=56mml=L-b=56-16=40mm由于键是标准件，其剪切强度足（2） 校核键连接的强度因齿轮和平键都用45钢制造查表8.10得p=125150Mpa键连接挤压强度故所选键连接满足挤压强度要求，合适。A型平键，b=16mmh=10mmL=56mm滚动轴承的选择和校核计算项目计算内容及说明主要结果1.高速轴轴寿由高速轴结构设计知，d3=50mm初选轴承型号为6210，查手册表知Cr=35KN查表10.12取温度系数ft=1，查表10.12取fp=1.1，球轴£=3得故该轴承寿命足够。6208寿命满足1.低速轴轴寿由低速轴结构设

29、计知，d3=75mm初选轴承型号为6215，查手册表知Cr=66KN因齿轮传动没有轴向力故p=Fr2=2120.99N查表10.12取温度系数ft=1，查表10.12，取fp=1.1，球轴£=3得 故该轴承寿命足够。6210寿命满足减速轴箱体及附件设计1.箱体的设计低速轴：a=177(mm)箱座壁厚：=0.025a+1=6mm箱座缘厚度：b=1.5=9mm底脚螺栓底脚厚度：p=2.5=15mm箱座上的肋厚：m0.85=5mm取m=5mm箱盖上的肋厚：m10.85=5mm取m1=5mm底脚螺栓直径：d=12mm轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75d=9mm上下箱连接螺栓直径：d2=(0.50.6)d=(67.2)取d2=8mm定位销孔直径：d3=(0.70.8)d=(8.49.6)取d3=10mm（1） 窥视孔及窥视孔盖（2） 通气孔 M12×1.5（3） 轴承盖2.减速器附件设计选取凸缘式轴承盖，轴承外径D=8090mm对于低速轴有螺栓连接直径M=8螺栓数目n=6（4） 定位销选取圆锥型定位销