机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书 课题名称： 二级直齿圆柱齿轮减速器 班级：09421 学号：10804020127 设计人：王铁柱 指导教师： 张晋西 完成日期 2013年 9 月 22 日目 录设计任务书3电机选择及传动零件设计计算说明5齿轮的设计及计算8轴的设计及计算15滚动轴承的选择和计算22轴承的校核22键联接的选择和计算22减速器附件及密封类型的选择23润滑和密封23联轴器的选择23箱体的设计24设计小结25参考资料25设计任务书题目：设计皮带运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器。技术数据： 输送带有效拉力F=2000N 带速 V=0.9m/s 滚筒直径 D=300mm工作条件及技术要求：工作年限

2、：5年；工作班制：单班运输机工作有轻振，经常满载，空载起动，单向运转。1，带传动的效率;2，轴承的效率;3，齿轮传动效率;4，联轴器的传动效率;5，滚筒上的传动效率。设计计算及说明一、传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级直齿圆柱齿轮减速器。二、电动机的选择 1、电机类型和结构型式。根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y型鼠笼式交流电机，卧式封闭结构。2、电机容量 n= =60×1000×0.9/（3.14×300） =57.32r/min滚筒所需功率P=FV=1.8KW传动装置的总

3、效率=取V带的效率=0.96 轴承的效率=0.99 直齿圆柱齿轮的传动效率=0.97联轴器的效率=0.99鼓轮上的传动效率=0.96总效率=0.96×0.99×0.97×0.99×0.96=0.8246电动机的输出功率P=P/=1.8/0.82=2.20 Kw3、电动机额定功率 P由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率 P=2.2 Kw4、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机的可选范围。V带的传动常用传动比i范围是24，两级圆柱齿轮传动比i,i范围是36，则电动机的转速可选范围是：1031.768254.08r/min。可见同步转速为1

4、500r/min，3000r/min的电动机都满足转速要求。初选同步转速为1500r/min，3000r/min的电动机进行比较。列表如下：类型额定功率(KW)同步转速（r/min)满载转速(r/min)Y100L1-42.215001400Y90L-22.230002840通过比较，选用Y90L-2的电机，同步转速为3000r/min，满载转速为2840r/min，额定功率为2.2KW 。输出轴的直径D=24mm三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i=2840/5

5、7.32=49.552）分配各级传动比取V带传动的传动比为i=3；为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.11.4i；5、计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速n=n=2840 r/min ;n= n/ i=2840/3=947 r/min ;n = n/ i=947/4.8=197.29 r/min ;n = n/ i =197.29/3.4=58.02 r/min ;2)各轴输入功率P= P =2.2 Kw ;P = P×=2.2×0.96=2.112Kw ;P = P××=10.45×0.99×0.96=2.03 Kw

6、;P = P××=9.93×0.99×0.96=1.95 Kw ;各轴输入转矩T= 9550 P/ n=9550×2.2/2840=7.4 Nm ;T= 9550 P/ n =9550×2.11/947=21.28 Nm ;T=9550 P/ n =9550×2.03/197.29=98.27 Nm ;T =9550 P/ n =9550×1.95/58.02=320.97 Nm ;四、传动零件的设计计算V带的设计1、确定计算功率P由第八版机械设计表87查得工作情况系数K=1.2故P= KP=1.2×2.

7、22.64kw2、选择V带的带型根据P及n由图811选用Z型带3、确定带轮的基准直径d并验算带速1）由表86和表88，取带轮的基准直径d=56mm2）验算带速V V=3.14×56×284060×10008.32m/s由于5m/s<v<25m/s,满足带速要求。3）计算大带轮的基准直径d=i d=56×3=168mm根据标准，圆整为160mm4、确定V带的中心距a和基准长度L1)初选中心距a ,取 a为220mm2）基准长度L=2a+( d+ d)+ =2×220×（56+160）(16056)4×220791.

8、41mm由表8-2取 L=800mm 3)计算实际中心距a及其变化范围aa220(800-791.41)/2224mm考虑各种误差a=a-0.015 L=224-0.015×800=212mma=a+0.03 L=224+0.03×800=248mm5、验算小带轮上的包角 由公式8-7180（ dd）57.3/a=153.4090符合要求6计算带的根数1）计算单根带的额定功率P由d=56mm和n=2840r/min 查表84a得P=0.33KW根据2840r/min ， i =3 和Z型带等条件，插值法查表84b得P=0.04 KW 。 查表85得k=0.93查82得K=1

9、.00于是：P=（P+P）k K=（0.332+0.04）×0.93×1.00=0.3441kw2）z=2.64/0.34417.67 所以选用8根Z带7、计算V带的初拉力有83得B型V带的单位长度质量q=0.06kg/m所以 （F）=500×+qv =37.63N8、计算压轴力：(F)=2z（F）sin=585.93N9、带轮的结构设计 1）小带轮的结构设计 由 n= 2840r/min选择小带轮的材料为铸钢； 由d=56mm,2.2D< d<300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。 2）大带轮的结构设计 由 n=947r/min 选择大带轮的材料为

10、HT200；d=160mm， d300mm,所以选腹板式带轮。齿轮的设计及计算 (一)、一级齿轮的设计1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢（调质）硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS4）试选小齿轮齿数Z24，大齿轮齿数Z iZ=115.2；取为1152、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109a）试算，即 d2.32（1） 确定公式内的各计算数值1）试选K1.32）小齿轮传递

11、的转矩T=21.28 Nm3)由表107选取尺宽系数14)由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa；6）由式1013计算应力循环次数N160njLh60×947×1×（2×8×300×10）2.73×109N2N1/4.85.69×107）由图1019查得接触疲劳寿命系数K0.890；K0.9458）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 534MPa 519.75M

12、Pa（2）试算小齿轮分度圆直径 dd2.32=38.18mm（3）计算圆周速度v=1.892m/s（4）计算齿宽b及模数mb=d=1×38.18=38.18mmm=1.59mmh=2.25 m=2.25×1.59mm=3.58mmb/h=38.18/3.58=10.66（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由表10-2取K=1，根据v=1.892m/s,7级精度，由图108查得动载系数K=1.04；由表104插值法查得K=1.415由图1013查得K =1.31该齿轮为直齿轮由表103查得K =K =1故载荷系数K= KKKK=11.0411.415=1.472 (6)按实际的

13、载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d= d=38.18=39.79mm计算模数mm = d/ Z=39.79/24=1.663.按齿根弯曲强度设计由式(105) m(1)确定计算参数 1)计算载荷系数K=KKKK =1×1.04×1×1.31=1.362（2）由图1020c得 =500Mpa =380Mpa3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数 K=0.86 K=0.894)查取齿型系数由表105查得Y=2.65；Y=2.175)查取应力校正系数由表105查得Y=1.58；Y=1.806)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4= K/S=30

14、7.14MPa= K/S=241.57MPa7)计算大、小齿轮的并加以比较=0.01363=0.01617 大齿轮的数值大。(2)设计计算m1.176mm对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m=1.5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=39.79mm于是Z= d/m=39.79/1.5=26.53取 Z=27 则 Z=Z=4.8×27129.6 取为1304.几何尺寸计算1）、计算中心距a=( Z+ Z)m/2=117.75mm2）、计算大、小齿轮的分度圆直径d=m Z=1.5×27

15、=40.5mmd=m Z=1.5×130=195mm4）、计算齿轮宽度b= d =1×40.5=40.5mm圆整后取B=50mm，B=45mm (二)、二级齿轮的确定1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用7级精度（GB 1009588）3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢（调质+b表面淬火）齿面硬度约为280HBS，大齿轮选用45钢（调质）硬度为240HBS4）试选小齿轮齿数Z=22,大齿轮的齿数Z=75，2、按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（109a

16、）试算，即 d2.32 （1）确定公式内的各计算数值1）试选Kt1.32）小齿轮的输入转矩为 T=98.27 Nm3）由表107选取尺宽系数14)由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa5）由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPa；6）由式1013计算应力循环次数N160 njLh60×197.29×1×（2×8×300×10）5.68×10N2N1/3.41.67×107）由图1019查得接触疲劳寿命系数K0.94；K0.978）计算接触疲

17、劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 0.94×600MPa564MPa 0.97×550MPa533.5MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径dd2.32=2.32=63.93mm（3）计算圆周速度v=0.66m/s（4）计算齿宽b及模数mb=d=1×63.93=63.93mmm=2.906mmh=2.25 m=2.25×2.906mm=6.538mmb/h=63.93/6.538=9.78（5）计算载荷系数K已知载荷平稳，由表10-2取K=1，根据v=0.66m/s,7级精度，由图108查得动载系数K=1.02；由表104插值法

18、查得K=1.422由图1013查得K =1.37由于为直齿圆柱齿轮由表103查得K =K =1故载荷系数K= K K K K=11.0211.422=1.450(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d= d=63.93=66.30mm计算模数mm = d/ Z=66.30/22=3.0143.按齿根弯曲强度设计由式(105) m(1)确定计算参数 1)计算载荷系数K=KKKK =1×1.02×1×1.37=1.402）由图1020c得 =500Mpa =380Mpa3）由图1018取弯曲疲劳寿命系数 K=0.89 K=0.94)查取齿型系

19、数由表105查得Y=2.72；Y=2.235)查取应力校正系数由表105查得Y=1.57；Y=1.766)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4= K/S=317.86= K/S=244.297)计算大、小齿轮的并加以比较=2.72×1.57317.86=0.01343=2.23×1.76244.29=0.01607选取轴的材料万为45钢，调质处理。根据表153，取A的值为115由此确定最大齿轮的数值大。(2)设计计算m=2.09mm对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取 m=2.5mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强

20、度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d=66.3mm于是Z= d/m=66.3/25=22.52 圆整为27 Z=20 则 Z=Z=3.4×2791.8圆整为924.几何尺寸计算1）、计算中心距a=( Z+ Z)m/2=148.75mm2）、计算大、小齿轮的分度圆直径d=m Z=67.5mmd=m Z=230mm4）、计算齿轮宽度b= d =67.5mm圆整后取B=75mm，B=70mm轴的设计及计算轴：1 找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=2.112Kw n=947r/min T=21.28N.m小轴的直径d15.02mm2 求作用在齿轮上的受力Ft=1050.86NFr=

21、Ft=382.5N（=20）3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案，如图 从左到右（1）第一段轴用于安装带轮，外形尺寸为:24×40mm，即直径为24mm，长度为40mm。（2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为26mm，长度为32mm。（3）第三段用于安装深沟球轴承6305，取直径为29mm,长度为15mm,比轴承内圈要短2mm，避免应力集中。（4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为37mm，长度为90mm.（5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为48.5mm，长度为50mm。（6）第六段为一轴肩，对轴承6311进行轴向定位，直径为37 mm，长

22、度为10 mm。（7）第七段安装轴承6305，直径为29mm，长度为17mm。 4载荷分析 将带轮的压轴力F看作水平。 （1）弯矩 在水平面内 F=1.5(F)=878.895N Ft=1050.86N 求得支反力F=1407.23N F=522.52N 水平面内最大的弯矩在B断面内，M=50975.91Nmm M=22990.9 Nmm 在铅垂面内 Fr= 382.5N 求得支反力F=91.47N F=291.03N 铅垂面内最大的弯矩在C断面内，M=12805.32 Nmm M=0 经两弯矩合成，最大的弯矩在B断面内，其值为50975 Nmm （2）转矩 在从断面1至断面6，将转矩看作相等

23、，忽略摩擦转矩则在断面1至断面6内有恒转矩T=21.28 Nm5.校核轴的强度 轴的危险截面在B截面，求其当量弯矩M=33.63MPa=60MPa故可以认为轴安全。轴1.找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=2.03Kw n=197.29r/min T=98.27N.m选取轴的材料万为45钢，调质处理。根据表153，取A的值为115由此确定最小轴的直径d=25.01mm2.求作用在齿轮上的受力（1）小齿轮b上的受力情况F=10825NF=F=1059.8N（=20）（2）大齿轮b上的受力情况(与一级传动小齿轮相似）F=1050.86NF=382.5N3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案

24、由于此图未要求校核所以省略截图 从左到右： （1）、第一段轴用于安装轴承6306,取直径为33mm，长度为53.5mm。用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，套筒的外径为37 mm 。（2）、第二段轴用于安装小齿轮，取直径为36mm，长度为73mm。长度比小齿轮的轮毂要短2mm ，目的是避免过盈配合带来的应力集中。（3）、第三段为轴肩，直径为40mm，长度为6 mm 。作用是对两个齿轮进行分隔并轴向定位。（4）、第四段轴用于安装大齿轮，直径为36 mm，长度为43 mm。（5）、第五段轴用于安装轴承6306，取直径为33mm，长度为54.5mm。并装套筒，外径37长度35.5mm，对轴承和小齿轮

25、轴向定位。4载荷分析 （1）弯矩 在水平面内F=2911.7NF=1050.86N求得支反力F=-2168.8N F=-1793.8N 水平面内最大的弯矩在A断面内，M=127959.2Nmm M=78927.2 Nmm 在铅垂面内 F= 1059.8N F= 382.5N求得支反力F=590.22N F=87.08N 铅垂面内最大的弯矩在A断面内，M=34823 Nmm M=3831.52 Nmm 经两弯矩合成，最大的弯矩在A断面内，其值为132613Nmm （2）转矩 在从断面2至断面5，将转矩看作相等，忽略摩擦转矩则在断面2至断面5内有恒转矩T=98.27 Nm5.校核轴的强度 轴的危险

26、截面在A截面，求其当量弯矩M M=由于转矩T产生的切应力为脉动循环变应力，取=0.6则，M=/1000=145.13 Nm =40.38MPa<=60 MPa故可以认为轴安全。轴1、求轴上的功率P=1.95 n=58.02 r/min T =320.97Nm 2、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为为45钢，调质处理。根据表153，取A的值为115，于是 d=37.11mm 输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。 联轴器的计算转矩T=KT,由表141，考虑转矩变化小，故取K=1.3 则： T=KT=1.5×3

27、20.97=481.5N.M 故选用LH3公称转矩为630N.m的弹性柱销联轴器 ，半联轴器的孔径为40mm。半联轴器与毂孔的长度为L=84mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端选面上L=82mm3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案由于此图未要求校核所以省略截图从右到左： （1） 第一段轴用于安装联轴器,长75mm，取直径为42mm。（2） 第二段轴取直径为48mm，长度为50mm。 （3）第三段轴用于对轴承轴向定位，取直径为48mm，长度为30mm。 （4）第四段轴取直接为56mm，长度为50mm。（5）第五段轴肩用于定位齿轮，直径为62mm，长度为10mm。（6）第六段用于

28、安装齿轮6314，直径为56mm，长度为60mm。（7）第七段用于安装深沟球轴承6308，直径为52mm，长度为35mm。深沟球轴承与齿轮之间用一个套筒进行轴向定位,套筒外径58mm，长度18mm。4 （求作用在齿轮上的受力由牛顿第二定律得，F=2911.7NFr= 1059.8N,列计算结果如下图和下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力左：F=-1783.1N F=-1128.6NF=-649N F=-410.79N弯矩M M =115010N.mm M=4180.5N.mm总弯矩M=122391N.mm扭矩T=320970N.mm 5、按弯扭组合应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上受力

29、最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据公式和上表的数据，以及轴单向旋转，取=0.6=26.79 由表151查得45钢调质处理的=60Mpa 即< 所以安全。滚动轴承的选择和计算由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用深沟球轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。轴承的校核 型号配合的轴F(N)P(N)C(N)C(N)6305轴1140791.4722.1411.56305轴1522.52291.0322.1411.56310轴22911.71059.827.019.26310轴21050.86382.527.019.26314轴31783.164940.

30、824.06314轴31128.6410.7940.824.0从上表可以确定轴承在预期寿命里是安全的。键联接的选择和计算选择用平键，且材料为钢制。工作功用型号（平键）安装部位直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）传递的转矩(N.m)挤压应力(Mpa)许用挤压应力连接带轮8×7×24222577.47.335110连接齿轮b10×8×403644898.2737.22110连接齿轮b110×8×703670821.284.61110连接齿轮c12×8×5056508320.9757.90110连接联轴器12&#

31、215;8×67（单头）42678320.9750.15110减速器附件的选择和密封类型的选择通气器：采用课程设计图册p87的（5）起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16×1.5 润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.66m/s.考虑到中间的齿轮b充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（D=230 mm），取为30mm。二、 滚动轴承的润滑由于浸油齿轮的周向速度中最大的为1.89m/s，为了简便，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较，根据周向速度，选取运动粘度约在275mm/s的润滑油，考虑到该装置用于中小型设备，选用N3