机械设计基础课程设计报告书

1、机械设计课程设计说明书课题名称单级圆柱齿轮减速器机电自动化设备方向）方春荣IOOlOI614佳兴指导老师目录一、绪论 3二、电动机的选择 4三、传动装置总传动比计算及传动比初步分配 5四、初步计算传动装置运动学和动力学参数 6五、齿轮传动设计 6六、轴的设计 12七、滚动轴承的选择 21八、键的选择与强度校核 24九、联轴器的选择 25十、减速器的润滑26十一、 减速器箱体尺寸计算27一、绪论单级圆柱齿轮减速器，轮齿可做成直齿、斜齿和人字齿。直齿用于 速度较低(v8ms).载荷较轻的传动，斜齿轮用于速度较高的传动， 人字齿用于载荷较重的传动中。箱体通常用铸铁做成，单件或小批生 产有时采用焊接结

2、构。轴承一般采用滚动轴承，重载或特别高速时采 用滑动轴承。已知条件：1、运输带工作拉力5%)F=2400v=1.2ms (允许速度误差土2、滚筒直径D=300mm3、滚筒效率Tl =0. 96(包括滚筒与轴承的效率损失)4、工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳5、使用折旧期8年6、工作环境室，灰尘较大，环境最髙温度35。C7、动力来源电力，三相交流电，电压380/22OV8、检验间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修9、 制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产二、电动机的选择1、确定传动装置所需的功率P 确定传动装置的效率.由表11-7查得：普通V带的传动效率一对滚动轴承的效

3、率闭式圆柱齿轮的传动效率弹性联轴器的效率滚筒效率故传动装置的总效率2、 选择电动机电动机所需最小名义功率电动机所需额定功率Pe=I. 3Po根据附表12-1选择Y132M2-6电动机，P=FV1000=2. 88KW =0. 96=0. 99（球轴承,稀油润滑）ZZ =0. 97 （8 级）x -0. 99=0. 96= 0.867Po=Pn =3. 32=4. 3则p =5. 5kw, 960 r/min堵转转矩最大转矩 额定转矩一,'额定转矩一,所选电动机主要参数列于表10-1表10-1电动机主要参数名称符号参数值额定功率Pt5. 5kw满载转速ne960r Ini n伸出端直径D

4、C 40.01838).002 伸出端安装长度E80un安装基础地脚螺栓距离216mm × 178mm三、传动装置总传动比计算及传动比初步分配1、总传动比德计算滚筒的转速60×IOOOv 60×1000×1.2”/ nw = 76.4 r/minKD龙 300总传动比_ 960 _ 2.6 心 76.42、传动比初步分配V带的传动比i5,单级圆柱直齿轮i5, 般情况V带传动比小于齿轮传动比，且总传动比等于V带传动比乘以齿轮传动比。普通V带传动比ZI =3.4齿轮传动比I2 =4.5滚筒的实际转速nw . - 62.745 r/minzlz2 3.4

5、15;4.5传送带线速度V = 0.985 InIS60×10 Z滚筒的线速度误差1-0.985×1% = I.5%<5%符合要求四、初步计算传动装置运动学和动力学参数电动机输出参数960 r/minP5 5T = 9550= 9550 × Nnnl = 54.7 NnnIr ne9602、高速轴I的参数PX=Pex = 5.5×0.96 = 5.28hv企=型, / mi11 = 174.5r min t' ；5.5n5 927； =9550 J = 9550 X 二二仙=288.96/Vnw,1174.53、低速轴I【的参数P= P =

6、 5.28 × 0.99 × 0.97vv = 5.07M 174 5 = 7L = rrzmin = 3878rZnlinT. = 9550 星=9550 XNnm = 1248.5Nn 加2小38.784、滚筒轴的参数P广P打打m"22kwHW = M2 = 3878r7minP4 82T = 9550 厶=9550 × 一 Nnm = 1186.98Nnm HM38.78各轴的转速、功率和转矩列于表10-2表10-2各轴运动学参数和动力学参数轴名称转速 n(rmin)功率p/kw转矩T/ (N加)电动机轴9605. 554. 7高速轴I174. 5

7、5. 28288. 96低速轴II38. 785. 07124& 5滚筒轴38. 784. 82186. 98五、齿轮传动设计1、齿轮的设计(1) 选择齿轮材料及热处理小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为299-286HBS大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为197-255HBS(2) 确定齿轮材料的许用接触应力 试验齿轮接触疲劳极限应力由图 18-4 可知 6皿严600MPdiihm2 = 550MPa 齿轮疲劳强度最小安全系数 由表19-5可得 S"11T°按齿面接触强度设计齿轮传动 作用在轴上的扭矩 7 = 288960vnww 载荷系数K由表18-18可得 K=

8、l. 1 齿宽系数輕=1 齿轮材料弹性系数ZE由表18T9可知 ZZf = I89.8M 节点区域系数ZH因为是斜齿圆柱齿轮传动，所以Zh=2.5 初选齿数和齿数比Zi = 22Z2 = ZlZl = 74&取 Z2 = 75齿数比“ Z =兰= 3.4乙22 选齿轮分度圆柱螺旋角 =9° 接触疲劳强度重合度系数查图18-11得接触疲劳强度重合度系数 Z, = 0.752 接触疲劳强度螺旋角系数查图18-13得齿面接触疲劳强度分度圆螺旋角系数ZzT 0.99按齿面接触疲劳强度设计WyZEZHZWZ0 2KT189.8x2.5x0.752x0.996002×l.l&#

9、215;28960 3.41 + 1X13.41=69. 25m 确定传动的主要参数确定模数几=174.5rmin; p =528炖；7 = 288.96Nn 加22Zl/7 COS 69.25 × COSQmn =山（5）、确定中心距(22 + 75) Inm = 196Amm2xcos9 其他主要尺寸dI = 89.XrnmCoS COS 9 b = ddx = 55 mmb、= h = 55nmb、=h+ 5 = 60mm(6) 、校核轮齿齿根弯曲疲劳强度 试验齿轮弯曲疲劳极限应力由图 18-7 得 6剧"80MPdQg = 450MPd 齿根弯曲疲劳强度最小安全系数

10、由表 19-15 可得 SFminT25 齿根弯曲疲劳强度寿命系数由图 18-8 可得 YN =l；yA, =1 弯曲疲劳强度尺寸系数由图18-9可得 YX = I 许用弯曲疲劳应力-×1× MPa = 384MPd1.256产> = gg × 9】更峽“沏咲旦XIXlMPd = 360MPd1.25 齿形系数查表 18-20 （用插入法） YF严 2.65; YF2 = 2.20 应力修正系数查表 18 - 21 （用插入法）YSi = 1.62；y52 = 1.83 齿根弯曲疲劳强度重合度系数查图18-12可得j = 0.66 齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数

11、查图 18-14 可得y= 0.945 校核齿根弯曲疲劳强度_ TYFiYSe , bd mn=2x1.1x129881x2.65x1.62x0.66x0.94555×50.41×3= 91.98MA<（7）、齿轮参数和几何尺寸表10-3齿轮参数及几何尺寸参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数m,l33法面压力角an20°20°法面齿顶高系数11法面顶隙系数Cn0. 250. 25分度圆柱螺旋角9°9°齿数Z2275齿顶高h(I22齿根高hf2.52.5分度圆直径d66.8309.8齿顶圆直径Cl(I70.8313.8齿根圆直径

12、df61.8305.8齿宽b6055传动中心距a196.4齿轮圆周速度V=60×10r× 69.25 × 288.9660x1000m / s = .04 / S(8)、确定齿轮的精度等级应选8级。(9)、小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造空板式。六、轴的设计1、轴I的设计(1) 、已经确定的运动学和动力学参数/71 = 174.5rmin; PI = 5.28hfl = 288.96TVn7(2) 、轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10选用45钢，调质处理，硬度为217-255HBS,弯曲应力cr I= 6°MPa(3) 、按扭矩强度概略计算轴的

13、最小直径由表5-1可得A=107-118由于轴I受到的弯曲较大而受到的扭矩较小，故取A二115。d由于其截面上开有一个键槽，故将轴径增大5%o=(1+°°5)d = 1.05 × 35.8/?/» = 37.59Inm由于A型普通V带带轮轴孔直径为30mm,故取,n = 38/WW(4) 、设计轴的结构并绘制轴的结构草图：1. 轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴.所以.轴承 只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装大带轮，选用 普通平键，A 型，b X h= IOmni X 8un, (GB/T1096-2003),槽深 t=5m,

14、长L=50mn,定位轴肩直径为44mm,轴径需磨削，故应设 计砂轮越程槽044" × nm o2. 预选滚动轴承并确定各轴段的直径。轴主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，因此拟选用深沟 球轴承6309,尺寸d×D×B = 45"X1 OomInX25mm,与滚动轴承 相配合为R6,定位轴肩直径为054劝.3. 与左端轴承端盖相关的轴段尺寸轴承端盖厚度为04Orr,带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离L4 = 30“，该轴段直径为044IrInl。4. 确定各轴段的长度尺寸如下： = IOtrInha = 20儿 G= 22仏 C2 = 20mm,b&

15、#39; = 1 OnlnlJ4 = 1 OInnL Bl = 25/?/?, K = 6m（按M8）5. 弯曲-扭转组合强度校核。（图见附页1）（1）,画髙速轴的受力图图10-3a所示为高速轴受力图，图10-3b,c所示分别为水平平 面（H平面）和垂直平面（V平面）受力图。（2）,计算作用在轴上的力齿轮1所受的圆周力巧 尹X严0=8346nd 69.25齿轮 1 所受的径向力耳=你= 8346x竺二 = 3076NCOS cos9齿轮 1 所受的轴向力 FIl = Fll tan/? = 8346 Xtan 90 = 1322/V带传动压轴力（属于径向力）FQ = 2798/V（3）.计算作

16、用于轴上的支座反力水平平面：工 MB=OFq1 - F八 I?十 RAH（，2 +A） =。即:DF屆-FQh=3076x142.5-2798x117.5 =51oyv142.5 + 72.5M A=OFQ（JI +仏 +厶）+ Frib Rbh （，2 +） = O即：厶+厶_ 2798×（142.5 + 117.5 + 72.5） + 3076x72.5 _ 气IZ（142.5 + 72.5）校核黑r+S贝 IJ 5364M2798N-3076N+5 ION=O无误。垂直面平面即:=0AV(2÷)% =°竺= 8346x142.5 =5532“ l2+l314

17、2.5 + 72.51=o%-(2÷0=即屮8346x72.5142.5 + 72.5=2814;VH=0 枚核RBV十RAV -巧=02814 + 5532-8346 = 0无误。(4) ,绘制水平平面弯矩图(图10-3d)MMl = 0MHll = FQh = 2798 X117.5N mm = 328765/V mmMc左=QQl +A)-RHHIl + Iy = 40777N IrUnMCHG=R hX = 510x72.5=36975N (5) ,绘制垂直平面弯矩图(图10-3e)MAV = MliV =0MCV = Rv3 = 5532 X 72.5N nun = 401

18、070/V mm(6) 绘制合成弯矩图(图10-3f)MLoMH = MBIl = 328765r nunMc,. =JM二,+M 二=407772+4010702 nun = 403137N mmMC. =JMhML = 369752+4010702 mm = 402770/V mm(7) ,绘制扭矩图(图10-3g) = 288960 (8) ,绘制当量弯矩图(图10-3h)MVB = jM；+(aT)2 = 3287652 + (0.6 X 288960)2 N mm = 3671679/V HlnI MVc . =JM+(T)2 = 407772 ÷ (0.6 X 28896

19、0)2 N mm = 178106/V mm MVCfy =JM：,+ 3)2 = 369752 + (0.6X 288960)2 N mm = 64931/V HlInJll Ik(9)确定轴的危险截面并校核轴的强度。(图见图10-3)截面 B： - = = 2'MPa <lk' = 60MPa截面 C: u. = = -MPa = MPa < . = 60MPa U O.ld； 0.1 × 7031因此，高速轴的弯曲强度足够。其实，截面B是安装轴承的，有箱体的支承，轴不容易在此弯曲。2,低速轴的设计(1) 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表13-10选

20、用45钢，调质处理，硬度为217255HBS,许用弯曲应力0L = 60MAzO(2) 按扭转强度概略计算轴的最小直径查表5-1, A二107118。由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A=107od = 107 × Q= 38"由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上开有一个1个键槽,故将轴径增大5%。Gnin = (1 + 005) d = 38伽故取标准直径"min = 40"(3) 设计轴的结构并绘制轴的结构草图1. 轴结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出 端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴 伸岀端

21、安装的联轴器初选HL4型弹性柱销联轴器(GB/T5014 1995),公称转矩为 1250/V W ,许用转速/ = 40rmin , Y 型轴孔(圆柱型)，孔直径d = 50?，轴孔长度LI= 84z?, 总长度L=112mmo联轴器与轴的连接选用普平键，A型， b×h = 4nm×9nm (GB/T 1096 一 2003),槽深 t=5. 5un,长 L=70mn;轴段直径为50mm ,长为80mm,定位轴肩为054”。与轴承配合的轴颈直径为055脸，需磨削，故应设计砂轮越 程槽054? × ImnIC齿轮与轴配合的轴头直径为65mm ,配合为 k6,定位轴

22、肩直径为085”，宽度b=15mm;齿轮与轴之间用 普通平键连接，A 型，b×h = 8mm×mm (GB/T 10962003), 槽深t=7mm,长L=55no轴上两个键槽布置在同一母线方向上。2.预选滚动轴承并确定各轴段的直径由于轴主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，因此拟选用深沟球轴承 6212,尺寸 d×D×B = 60mm× 11 OmIn×22mm,与滚动轴承相配合的轴颈为055M ,配合为k6,定位轴肩直径为 062Innl。3. 确定与右轴承端盖相关的轴段尺寸轴承端盖厚度为40mm,联轴器与轴承端盖螺钉头的距离I4

23、= 30",该轴段直径为5Omfn。4. 确定各轴段的长度并绘制低速轴结构草图（图10-6）图10-6低速轴结构草图（5）按弯曲-扭转组合强度校核（图见附页2）画低速轴的受力图图10-7a所示为低速轴受力图，图10-7b、C所示分别为水平 平面和垂直平面受力图。 计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力齿轮2所受的径向力齿轮2所受的轴向力L27；2x288960FIy=- = 1865N,J2 309.8taniL = 5784/vJ COS0FQl = F12 tan = 295/V。 计算作用于轴上的支座反力水平平面工 ME=O心山+Q-砒=o1÷2299x8080+104

24、N = I30N工M八=OFrJ2 RBH (JI + 2 ) = °299x10480 + 104N = 69N校核无误工 H=ORBH - Fj + RAH = 5364N-57847V+510N=0垂直面平面X=o(1÷2)-¾=0工MA=OPtJl 一 RBV (厶 +£) = 0=2991x104 yV = I691/v1+2104 + 80校核工 H = ORAV + RBV-FIl=O1300N + 1691N 299IN = O无误绘制水平平面弯矩图（图10-7d）（本图为示意图，未按比例绘制；弯矩单位为Nmm）图10-7低速轴的受力分析

25、M .4 =MBIl=OMCH = RIilIli = 624 X 80/V Inm = 49920/V mm 绘制垂直平面弯矩图(10-7e)MAV = M BV =°MCV 右=RAVll =1301× 80/V mm = 104080/V mmM叱左=RBVh-Fa2 专=1691× 807V mm - 474 × N Inm = 61778N mm2 绘制合成弯矩图(图10-7f)MA =MB=OMe l, = JM: +M；片=499202+617782 mm = 79427TV nunMcii = J M 二 +M；F = 499202+10

26、40802 mm = 115433/V mm 绘制弯矩图（图10-3g）T = 124850“"" 绘制当量弯矩图（图10-3h）MVB =°MVD = J + ( 盯=Jo+ (0.6x124850)2 N mm = 74910/V mmMVC左=Me 左=79427NMVCi- = JM 二+( 盯=J36975?+(0.6xl 24850)2 N. 沖=Z 835387V 加确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。=MiZC右ml' bt(d -tyf 3" -2J X 65

27、'3222囂(65®厂M心L2x65七. 滚动轴承的选择1、高速轴滚动轴承(1) 作用在轴承上的载荷FrA = RA = JRh + Rh = 5102+55322 = 5555NFrli=Rli= J/?； + RL = 53642 + 28142 = 6O57/VFA=FaI=1322N(2) 选择滚动轴承型号前面已经选择滚动轴承6309,主要承受径向载荷，同时也能 承受一定的轴向载荷。由于工作温度不太高，支点跨距较短， 轴拟釆用两端单向固定式支承结构。CI= 40800: Cor = 29800/V(3) 计算轴承的当量动载荷轴承A因为竺= 0.23G则FlAPA =

28、XFrA = 1X 2308/V = 2308/V轴承B因为- = - = 0.019,用插值法算得e = 0.22°29800F 543丄= 0.27M r = 1.99FrB 2052Pli = XFrB = 0.56Fr + YFaN = 0.56 X 2052 +1.99× 543 = 2230/V(4) 校核滚动轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大，故对轴承B进行校核。由表10-5和表10-6可分别查得几=1.3, fl= (工作温度低于IoOoC ）,轴承工作寿命按2年计算，则4 =16×300×2/= 9600o表10-5动载荷系数厶载荷

29、性质无冲击或轻微冲击中等冲击强烈冲击动载荷系数厶1.0 1.21.2 1.81.8 3.0表10-6温度系数轴承工作125150175200225250300350温度/°C100温度系数10. 950. 900. 850. 800. 750. 700. 600. 5060zIO6= 14990NV=4080ON1.3 “60×240×9600× 2230 × 刃；1VIO6因此，髙速轴轴承的工作寿命足够。2、低速轴滚动轴承（1）作用在轴承上的载荷FrA = RA = JR為 + 疏=8732 + 23692 = 2525FrH = RB =

30、JRd +/?：=/ 1352 + 3079? N = 3282NFA = Fa2=S63N(2) 选择滚动轴承型号前面已经选择滚动轴承6212,主要承受径向载荷，同时也能 承受一定的轴向载荷。由于工作温度不太高，支点跨距较短， 轴拟釆用两端单向固定式支承结构。Cr = 36800M COr = 27800/V(3) 计算轴承的当量动载荷轴承A因为F 鶉"031，用插值法算得“0.22。¾ = 034'' X=°-56, K = I 15PA = XFrA =0.56 × 2525/V = 1414/V轴承B因为 = O.2>e,贝

31、IJFrB 3282PB = XFrB = 0.56 X 3282N = 1838/V(4) 校核滚动轴承的寿命由于轴承B受的当量动载荷较大，故对轴承B进行校核。 由表10-5和表10-6可分别查得九=1.3, fl= (工作温度低于IoOoC ),轴承工作寿命按2年计算，则L, =16×3×27=9600zo因此，髙速轴轴承的工作寿命足够。八、键的选择与强度校核(1) 高速轴与带轮配合处的键连接髙速轴与带轮配合选用A型普通平键，由附表14-29查得b×h = OmmXSnIln(GB/T905-2003),键长L = 50mmo键的工作长度 I = L-b =

32、50InlH -1 Omm = 40"带轮材料为铸铁，可求得键连接的挤压应力p =GOMPa o 键连接工作面的挤压应力p=-= 4%)0 = 41MPdv = 60MPahid 8×40×35L ip(2) ,低速轴与齿轮2配合处的键连接低速轴与齿轮2配合选用A型普通平键，由附表14-29查得b×h = Smm× 1 nn(GB/Tl905-2003),键长込=55mnh键的工作长度 I = L-b = 55nm-1 Smm = 37mm齿轮材料为钢，由机械设计手册相关表格可求得键连接的挤压应力 p=20MPao键连接工作面的挤压应力bp =

33、ATIhki4x4633002×11×37×65= 36MP“bp=120MPd(3) ,低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合选用A型普通平键，由附表14-29查b×h = 14/wh×9mm(GB/T1905-2003),键± = 70mm.键的工作长度l = L-b = 70Awn-14mm=56mm齿轮材料为钢，由机械设计手册相关表格可求得键连接的挤压 应力 p = 120 MPd o键连接工作面的挤压应力AT p =P hid九、联轴器的选择1、计算载荷根据表15-8查得载荷系数K=l. 1计算转矩T=KT = 1X 463300 = 509630/V mm2、选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器根据表15-6初选为HL4型弹性柱销联 轴器(GB/T5014-2003),公称转矩7； = 1250000N ”，许用转矩/? = 4000r/niin , Y型轴孔(圆柱型)，孔直径d=50mm,轴孔长度 LI= 84WM ,总长度L=I 12mmoT= 509630/V mm <7；Z=I 2500