机械课程设计(一级圆柱轮减速器)

1、机械设计课程设计计算说明书 设计题目 电动搅拌机用一级圆柱轮减速器所在学院 专业班级 姓 名 学 号 指导教师 日 期 目录一设计任务书1二电动机的选择2三斜齿圆柱齿轮设计2四高速轴设计4五低速轴设计7六滚动轴承的寿命计算8七键联接选择10八润滑与密封10九箱体的选择11十参考文献11131 设计任务书 1.设计目的 (1)对齿轮、轴强度设计、轴系结构设计的一次开卷性考试； (2)运用、巩固所学的理论知识，培养学生进行机械设计的初步能力； (3)掌握一般机械传动装置的设计方法、设计步骤，为毕业设计打好基础； (4)运用和初步熟悉设计资料，了解有关部门的国标、部标及设计规范等 。 2.结构简图

2、1电动机 2输入联轴器 3减速器 4轴承 5输出联轴器 3.原始数据 电动机额定功率P=4.5kw 输出转速 n1=1450r/min n2=290r/min 大齿轮节圆直径d2'=300mm 4.工作情况 工作寿命15年，每年300个工作日，两班制 减速器工作平稳，运转方向不变 5.设计要求 (1)电动机类型的选择和功率、转速的选择，总传动比分配； (2)传动系统设计（参数计算）； (3)轴的结构设计（包括强度计算）； (4)滚动轴承的选择，寿命计算； (5)键、联轴器的选择及强度校核； (6)箱体、润滑装置及减速器附属零件的设计； 6.设计任务 (1)总装图一张 (2)主要零件图2

3、张 (3)设计说明书一份二电动机的选择 Y系列(IP44)封闭式三相异步电动机电动机型号功率P/kW满载转速nr/min堵转转矩N·m最大转矩N·m质量/kgY132S-45.514402.22.368 机座号级数D/mm132S438+0.018+0.002安装及外形尺寸三斜齿圆柱齿轮设计 1.齿轮选材及初值 选用7级精度 由表10-1,大小齿轮选材如下齿轮材料牌号热处理方法硬度(HBS)小齿轮40Cr调质280 大齿轮45调质240 初选螺旋角=12°，小齿轮齿数 Z1=20，则大齿轮齿数Z2=Z1=100 2.按齿根弯曲强度设计(参考文献1) （1）确定计算

4、参数 查得=2.1，由表10-7选取齿宽系数=1 纵向重合度=1.352 由=1.352从图10-28查得螺旋角影响系数=0.90 小齿轮转矩=2.964104 N·mm 当量齿数ZV1=21.37, ZV2=106.85 （2）计算弯曲疲劳许用应力 由图10-20C查得小齿轮=500MPa,大齿轮=380MPa 由图10-18查得小齿轮=0.85，大齿轮=0.86 弯曲疲劳安全系数S=1.4 =303.57MPa =233.43MPa 由表10-5查得YFa1=2.745，YFa2=2.175 YSa1=1.564，YSa2=1.796 =0.01414<=0.01673 =

5、2.71 取=3 中心矩a=184.02mm 取a=184mm 螺旋角=arc cos=11.97° 齿轮分度圆直径d1 = m n Z1 / cos = 61.3mm 圆整后d1=61mm,则d2=305mm 齿轮宽度b=d1=61mm 取B1=65mm, B2=61mm 3.验算齿面接触疲劳强度 （1）确定计算参数 由图10-30选取ZH=2.450 由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa½ 由应力循0环次数N1=60n1jLn=6.264×109,N2=N1/5=1.253×109 查图10-19取KHV1=0.88，KHV2=0.

6、95 （2）计算接触疲劳用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1， =528MPa =522.5MPa =525.3MPa H=ZE ZH =517MPa<H=525.3MPa 取ha*=1.0,c*=0.25 c= c*m=0.75mm，ha= ha*m=3mm, hf=( ha* +c*)m=3.75mm, h= ha +hf=6.75mm da1= d1 +2ha=67mm, da2= d2 +2ha =311mm df1= d12hf=53.5mm, df2= d22hf=297.5mm,名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)模数m33齿数Z20100压力角2020分度圆直径d6130

7、5齿顶高ha33齿根高hf3.753.75齿顶圆直径da67311齿根圆直径df53.5297.5标准中心距a184齿宽b6561四高速轴设计 1.计算最小轴径 选择材料：选用40Cr调质 初步确定轴的最小直径，由表15-3取A0=110 由联轴器效率1=0.99，滚动轴承传动效率 （一对）2=0.98，得 P1=4.512=4.37KW =15.9mm 2.联轴器 因与电动机相连接，取dmin=(0.81)d电=(0.81) ×38=30.438（mm） 选用弹性套柱销联轴器 由表14-1取KA=1.7 则计算转矩Tca=KAT1=4.9×104N·mm型号公称

8、转矩/(N·m)许用转速/(r/min)轴孔直径/mm轴孔长度/mm质量/kg转动惯量/(kg·m2)Y型J型LT512546003282606.050.012 故取dI-II=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm 3.轴承选择 为了满足半联轴器的轴向定位要求，dII-III=38mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴断面上取LI-II=58mm轴承代号dDTaBeY动载荷Cr/KN静载荷Cor/KN极限转速/(r/min)30208408019.7516.9180.371.663.074.06300 参照工作要求由GB/T297-1994选取轴承

9、如下 4.轴的结构设计 LI-II段 dI-II=32mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm，为了保证 轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴断面上取LI-II=58mm。 LII-III段 为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，取轴肩 高度h=3m，故轴肩直径mmdII-III=dI-II+ 3×2=38mm，LII-III=50mm. LIII-IV段 根据所选轴承取dIII-IV=40mm，LIII-IV=a+s+T+B1-LIV-V=44.75mm。 LIV-V段 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取 LIV-V=62mm，取dIV-V=44mm

10、 LV-VI段 轴肩高度h>0.07d，故取h=4mm，则d=52mm，轴环宽度b>1.4h， 取LV-VI=8mm. LVI-VII段 LVI-VII=4mm，dVI-VII=48mm LVII-VIII段 LVII-VIII=T=19.75mm. dVII-VIII=40mm 5.轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=460N，FNH2=484NFNV1=224NFNV2=127N弯矩MMH=27056NmmMV1=13182NmmMV2=7093Nmm总弯矩M1=30096NmmM2=27970Nmm扭矩TT2=28781Nmm 6.弯矩图 7.按弯矩合成应力校核轴的

11、强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 =4.1MPa 由表15-1查得=70MPa,因为<,故安全。五低速轴设计 1.计算最小轴径 选择材料：选用45号钢 调质 初步确定轴的最小直径，由表15-3取A0=112 P2=1·22·3 =4.28KW =27.3mm 2.联轴器 根据工作情况要求，选用弹性套柱销联轴器 由表14-1取KA=1.7 则计算转矩Tca=KAT2=2.44×105N·mm型号公称转矩/(N·m)许用转速/(r/min)轴孔直径/mm轴孔长度/mm质量/kg转动惯量/(kg·m2)Y型J型LT6250

12、380040112849.570.028 故取dI-II=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm 3.轴承选择 为了满足半联轴器的轴向定位要求，dII-III=46mm， 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴断面上取lI-II=82mm 参照工作要求由GB/T297-1994选取轴承如下轴承代号dDTaBeY动载荷Cr/KN静载荷Cor/KN极限转速/(r/min)30210509021.7520200.421.473.292.05300 4.轴的结构设计 LI-II段 dI-II=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm，为了保证轴 端挡圈只压在半联轴器上而不压在

13、轴断面上取lI-II=82mm LII-III段 为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，取轴肩高 度h=3m故轴肩直径mmdII-III=dI-II+ 3×2=46mm LIII-IV段 根据所选轴承取dIII-IV=50mm，齿轮距箱体内壁距离a=16mm，滚 动轴承距箱体内壁s=8mm。故LIII-IV=a+s+T+B2-LIV-V=48.75mm. LIV-V段 为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故 取LIV-V=58mm，取dIV-V=55mm LV-VI段 轴肩高度h>0.07d，故取h=4mm，则d=63mm，轴环宽度b>1.4h，

14、取LV-VI=8mm LVI-VII段 LVI-VII=16mm，dVI-VII=55mm LVII-VIII段 LVII-VIII=T=21.75mm. 5.轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=474N，FNH2=450NFNV1=-89NFNV2=433N弯矩MMH=25952NmmMV1=-4873NmmMV2=25006Nmm总弯矩M1=26406NmmM2=36039Nmm扭矩TT2=1.409×105Nmm 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 =5.55MPa 由表15-1查得=60MPa,因为<,故安全。六、滚动轴承的

15、寿命计算 1高速轴的轴承 选用型号30208，其主要参数有：d=40,Cr=63.0KN. Y=1.6查机械设 计当Fa/Fre时，X=1，Y=0；当Fa/Fr>e时，X=0.4,Y=1.6 计算轴承受力 ，如 图 （1）根据“轴的设计”中已算出： Fa= 200.6N, FNV1=224N,FNV2=127N FNH1=460N，FNH2=484N ,e=0.37 Fr1=512N, Fr2=500N Fs1= Fr1 /（2Y）=160N, Fs2= Fr2 /（2Y）=156N 因Fa+ Fs2> Fs1, 使轴承1被压紧，2放松 Fa1= Fa+ Fs2=357N， Fa2

16、= Fs2=156N （2）求轴承的当量动载荷P Fa1 / Fr1=0.70> e=0.37， Fa2 / Fr2=0.31< e=0.37 X1=0.4,Y1=1.6； X2=1,Y2=0 轴承的当量动载荷P1= X1 Fr1 + Y1Fa1=461N，P2= X2 Fr2+ Y2Fa2=500N 因两个轴承尺寸相同且P1<P2,故应以P2作为轴承寿命计算的依据。 已知滚子轴承=10/3，查得温度系数ft=1 ,载荷系数fp=1.1 基本额定动载荷C=63.0kN （3）轴承的实际寿命 Lh=2.1×107h >8.39×107>15年 故

17、所选轴承满足要求。 2.低速轴的轴承 选用型号30210，其主要参数有：d=50,Cr=73.2KN，Y=1.4 当Fa/Fre时，X=1，Y=0；当Fa/Fr>e时，X=0.4,Y=1.4 计算轴承受力 如下图 （1）根据“轴的设计”中已算出 Fa =196N, FNH1=474N，FNH2=450N,FNV1=-89N,FNV2=433N,e=0.42 Fr1=482N, Fr2=625N Fs1= Fr1 /（2Y）=172N, Fs2= Fr2 /（2Y）=233N 因Fa+Fs1 >Fs2 , 使轴承2被压紧，1放松 Fa1= Fa1=172N， Fa2= Fa+ Fa1

18、=368N （2）求轴承的当量动载荷P Fa1 / Fr1=0.36<e=0.42， Fa2 / Fr2=0.59< e=0.42 X1=1,Y1=0； X2=0.4,Y2=1.4 轴承的当量动载荷P1= X1 Fr1 + Y1Fa1=482N，P2= X2 Fr2+ Y2Fa2=576N 因两个轴承尺寸相同且P1>P2,故应以P1作为轴承寿命计算的依据。 已知滚子轴承=10/3，查得温度系数ft=1 ,载荷系数fp=1.1 基本额定动载荷C=73.2kN （3）轴承的实际寿命 Lh=4.32×108h>15年 故所选轴承满足要求。 七键联接的选择 1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（GB1096-2003），由d=32，查机械设计手册得 b×h=10×8, 键长L=50，即d=20,h=8,l=Lb=40,T1=4.37N·m 由轻微冲击p=110MPa, p=2.7MPa<p=110MPa 故此键联接强度足够。 2.小齿轮与高速轴的键联接 同联轴器 3.大齿轮与低速轴的键联接 采