机械设计课程设计减速器设计计算说明书30

1、精品资料推荐机械设计课程设计计算说明书一. 传动方案拟定 .2二. 电动机的选择 .2三计算总传动比及分配各级的传动比 .4四运动参数及动力参数计算 .5五传动零件的设计计算 .6六轴的设计计算 .12七. 滚动轴承的选择及校核计算 .19八. 键连接的选择及计算 .22设计题目： V 带双级圆柱减速器机电工程学院 08 机工 A 班设计者：学号：指导老师：2010 年 9 月 15 日一设计数据和要求传动方案拟定第七组：设计单机圆柱齿轮减速器和一级带传动I. 原始数据：输送带工作拉力F=4kN输送带速度v=2.0 m/sF=4000NV=2.0m/sD=450mm卷筒直径D=450 mmII

2、. 工作条件：1.工作情况：两班制工作（每班按 8h计算），连续单向运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度允许误差5%;滚筒效率=0.96。2. 工作环境：室内，灰尘较大，环境温度30 C左右。3. 使用期限：折旧期 8年，4年一次大修。4 制造条件及批量：普通中、小制造厂，小批量。III .参考传动方案（如下图）34IV .设计工作量1. 设计说明书一张。2. 减速器装配图一张（1号图）。3. 减速器主要零件的工作图（3号图纸34张）。电动机的选择电动机（1） Y系列（转动惯量，启动力矩小）Vn (2)输出D2*450*103*6084.92585r / minP工作 = FV 4*103

3、*28KW（3）1000 1000P工作8P电机二 .10.2106KW联轴? 轴承? 齿轮? 滑筒? V带0.90|0.9840.9邙.960.95查14页表16-1可选电动机参数中心距方 案型号P额转速满载 转速传动 比轴 径额外伸 长度1601Y160L-611100097011.41421101602Y160M-4111500146017.1842110由上表数据，初选 Y160M-4电动机，即总传动比i=17.18三计算总传动比及各轴的运动及动力参数传动比分配：取带传动比n=2i空 8.59则减速器总传动比i1双级圆柱齿轮高速级:i3"词? 3.342低速级:i4 i|32

4、.57n11460n2=730r / mini12n2730n3=-218.43r / mini33.342n3218.43n4=84.99r / mini42.5784.9984.925z z0.076% 5%输送带误差=:84.925符合3动力装置的运动和动力参数计算(1 )各轴转速计算：n仁nm=1460r/min所以n传送带二n4=84.99r/min(2 )各 轴 的 输 入 功 率 计 算p=p 电机 * V 带=102106*0.95=9.700kwP2=P1*P 轴承*齿=9.700*0.98*0.979.221kwP3=P2轴承*齿=9.221*0.98*0.978.765k

5、wP4=P3*轴承 * 联轴=8.765*0.98*0.998.504kw（3 ）各轴的输入转矩Ti=9550P" n2=95509.700/n2=126.897N MT2=9550P2/ n3=9550T3=9550P3/ n4=9550T4=9550P4/ n4=9550各轴的运动及动力参数9.221/n3=9550 9.221/218.438.765/n4=9550 8.765/84.998.8.504/n4=9550 8.504/84.99轴号转速（r/min ）功率（kw）转矩（NM ）17309.700126.8972218.439.221403.152384.999.7

6、65984.889484.998.504955.562403.152n|m984.889n|m955,562n|m3.342四.V带的选择及参数计算2.57V带（1）由表8-7查得工作情况系数 Ka =1.1Pca = Ka P=1.1*1 仁12.1 kw(2)选择V带类型据Pca门1由图8-11选B型确定带轮的基准直径dd1由表8-6和8-8取小带轮的基准直径dd1 =200mm75）验算带速V。m/s=15.28m/s* ddi* ni_ 3.14*200*146060*1000 60*10005m/s<V<30m/s 合格（3） 计算大带轮基准直径dd2=idd1=2*20

7、0=400 mm 由表 8-8 圆整 dd2=400mm（4）确定v带中心距a和基准长度Ld0.7（dd1 dd2） a。2（dd1 dd2）=420a。1200取 a0 =600mm（5）带所需基准长度Ld02a0 2（dd1 dd2）（dd2 dd1）24* a。1200 2（200 400）2002=1200=942+16.674*600=2158.67mm由表8-2选带基准长度 L d =2240 mm（6）计算实际中心局aLd Ld0a a0640.665mm2中心距变化范围 4201200mm(7) 验算小带轮上的包角1 180 ( dd2dd。573162.12 °90

8、°a(8) 计算带的根数Z由 dd1 =200mmni =1460r/min 查表得 8-4a 得 Po=5.13kw(差值法求出)据 n =1460r/mini=2和B型带查表8-46的Kl =1于是Pr (Po+ P0)*K*Kl= (5.13+0.46)*0.954*1 kw=5.333kw计算v带根数ZZ=PCa121 =2.2689Pr5.333五.齿轮的设计计算1.减速器高速级齿轮设计:已知轴输入功率 P19.700KW 小齿轮转速730r/min 齿数u i3 3.342由电动机工作寿命 8年(设每年工作300天)两班制，传动机连续单向运 转载荷变化不大(1)选定齿轮类

9、型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱传动运输机为一般工作机器，速度不高故选择8级精度(GB10095-88 )a.b.c.材料选择由表10-1 (机械设计P191)选择小齿轮材料为4oCr (调制)硬度为280HBS大齿轮45钢(调制)硬度 240HBS二者材料硬度差为 40HBSd.选小齿轮齿数 Z1=24，则大齿数 Z2 Ziu =80.208取Z2 80(2) 按齿面接触强度设计:3.由设计计算公式（10-9a;P203机械设计）dit 2.23 /-KT|1 （-ZE ）2VU Ha. 试选择载荷系数Kt 1.3Pi3 jTi 9550 126.897 10 N|mmb. 计算小齿轮传

10、递转矩n21c. 由表10-7 （机械设计P205）选取齿宽系数d 1 （两支承相对小齿轮不对称布置）1d. 由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze 189.8MP°（机械设计P201）e. 由图10-21d （机械设计 P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 h lim 1600MPa由图10-21d （机械设计P209）按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 550MPaf. 由式N=60nj Lh （机械设计P206）计算应力循环次数N 1=60*730*1*（2*8*300*8 ） =1.682x109NN 192=0.503 x 103.342g.

11、由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1 =0.91 Khn 2 0.95 （机械设计P207）h. 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%,安全系数S=1,由式（10-12）得：（机械设计P205）KHN1 lim 1H1 = =0.9X600 MPa =540 MPaSKHN 2lim 2h2=0.95X500 MPa =522.5 MPaS计算：（1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代人h中较小的值。3dit 2.23IkHU1 ZT厂(E)3=2.231.3*126.897 x103|4.342i 189.8 2()X10007.068mm3.342* 522.5(2)计算圆周速度 Vd

12、1tn170.68 730 2.7m/sV=60(3)1000计算齿宽60 1000b。dit 17070.68mm(4)计算齿宽与齿高之比 bh模数:齿高:(5)d1t70.68 cl b 70.68mt 2.945mm = 10.67Z124h 6.626h=2.25 mt =2.25 2.945=6.626 mm计算载荷系数根据V=2.7m/s 8级精度，由图10-8查得动载系数 Kr 1.13（1.1272）（机械设计P197）直齿轮KhKf1;由表10-3 （机械设计P195）由表10-2查得使用系数 Ka 1 （机械设计P193）由表10-4用插值法查得8级精度，小齿轮相对支承非对

13、称布置时，Kh 1.457（ 机械设计P197）由b=10.67 Kh1.457查图10-13得Kf 1.38故载荷系数hK= KaKvKh Kh 1 1.13 1 1.475 1.667（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a）得：（机械设计P204）d 1 d 1t3.-K-70.68 . 1.667 Kt* 1.376.788mm（7）计算模数m。d176.788 c “cm 3.199mmZ124按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为:3Kfn1 ? FE10.85 500F1MPaS1.4Kfn2? FE20.88 380F2MPaS1.4（4）

14、计算载荷系数Ko303.57MPa238.86MPa1.5592kT1 (YFaYSa) dZ2 F)（1）由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPaKFN10.85 ； KFN20.88(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数(3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由式（10-12）得（机械设计 P205）K KaKvKf Kf1 1.13 1 1.38（5）查取出齿形系数。由表 10-5 查得：YFa1=2.65 ； YFa2=2.22 （机械设计 P200）（6）查取应力校正系数由表 10-5 查得：Y

15、sa1=1.58 ； YSa2=1.77FaSa（7）计算大小齿轮的丫 丫并加以比较FYFa1YSa1F12.651.580.01379303.57YFa 2YSa2F22.221.770.01645238.86大齿轮的数值大（2）设计计算:2 1.559 126.897 103 m彳1 2420.016452.244圆整为标准值小齿轮齿数Z1d1m大齿轮齿数Z231参考P213m=2.5 d1 =76.78876.678312.53.342 103.602 1044集合尺寸计算(1)计算分度圆直径：d1乙m 31 2.577.5mmd 2Z2m 104 2.5260mm(2)计算中心距 ad

16、1 d277.5260168 75mm2 2i kJ. i m 1111(3)计算齿轮宽度bd |d11 77.5mm77.5mmB278mmB1 85mm2.减速器低速级齿轮设计：已知轴输入功率Pi 9.221KW，小齿轮转速218.43r/min ，齿数u i22.57。由电动机工作寿命 8年（设每年工作300天）两班制，传动机连续单向运 转载荷变化不大（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：a. 选用直齿圆柱传动。b. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选择 8级精度（GB10095-88 ）c. 材料选择由表10-1 （机械设计P191）选择小齿轮材料为 40Cr （调制） 硬度为2

17、80HBS。大齿轮45钢（调制），硬度240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。d. 选小齿轮齿数Z1 =24 ,则大齿数Z2 Z1?U=242.57=61.68取Z2 62。（2）按齿面接触强度设计：由设计计算公式 （10-9a ;P203 机械设计）d 1t2.23KT ?U 1 Ze ）2d ' U （ h）a. 试选择载荷系数Kt 1.3b. 计算小齿轮传递转矩P233=9550 （9550 9.221 218.43） 103403.152 1 03N?mmn2c. 由表10-7 （机械设计 P205）选取齿宽系数d 1 （两支承相对小齿轮不对称布置）。1d. 由表10-6查

18、得材料的弹性影响系数Ze 189.8MP2（机械设计P201）e. 由图10-21d （机械设计 P209）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强 度极限 HHm1 600MPa。由图10-21d （机械设计P209）按齿面硬度查得大齿轮的接触疲劳强度极限 屮说 550MPa 。由式N=60nj Lh （机械设计 P206）N1=60 218.43 1（2 8 300N2 = E85033 101.968计算应力循环次数88）=5.033101082.572.57g. 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=1.14 Khn2=1.19 （机械设计P207）h. 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为

19、1%,安全系数S=1,由式（10-12）得：（机械设计P205）Khn 1 lim 1H1 = =1.4 600 MPa =684 MPaSKhN2 lim 2H 2=1.19 500 MPa =595 MPaS计算:（1）试计算小齿轮分度圆直径d1t，代人町中较小的值。d1t2.233MW=2.231.3 403.152 103V13.572.57（189.8）2 （59595.65（2）计算圆周速度 V95.65 218.43 1.1m / s 60 1000d ?2t?n?2 V=60 1000（3）计算齿宽b。b d ?d1t 95.65K（4）计算齿宽与齿高之比 一：hd1tb 95

20、.65模数：mt 一 96.65 24 3.985 ; - = 10.668Z1h 8.966齿高：h=2.25 mt =2.25 3.985=8.966 mm（5）计算载荷系数根据V=1.1m/s , 8级精度，由图10-8查得动载系数 Kr 1.13 （机械设 计 P197）直齿轮KhKf 1 ；由表10-3 （机械设计P195）由表10-2查得使用系数 Ka 1 （机械设计P193）;由表10-4用插值法查得 8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，Kh1.468 （机械设计 P197）由b =10.67 Kh =1.468查图10-13得Kf =1.33故载荷系数hK= KaKvKh K

21、h =1 1.12 1 1.468=1.644（6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径由式（10-10a）得：（机械设计P204）331.644d2 d2tJ 95.65 常103.43VKtV1.3（7）计算模数m。d 2103.43m 4.3096Z124按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为:2kT1 YFaYSadZ2l F)(1)10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa（2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn1 0.9 ； Kfn2 1.0（3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数（4）计

22、算载荷系数S=1.4，由式(10-12 )得0.9 500 g MPa 1.41 390 MPa 1.4F1F2K0（机械设计Kfn1FE1Kfn1|FE2P205)321.429MPa278.571MPaKKaKvKf Kf1 1.13 1 1.33 1.503（5）查取出齿形系数。由表 10-5 查得：YFa1=2.65 ； YFa2 =2.212 （机械设计 P200）（6）查取应力校正系数由表 10-5 查得：Ysa1=1.58 ； YSa2=1.734FaSa（7）计算大小齿轮的丫 丫并加以比较FYFal|Ysa1F1型 1-580.01303321.429YFa 2YSa2F22.

23、212 1.734278.570.01376大齿轮的数值大(2)设计计算:3m2 1.503 403.152 0.01376V1 2423.07圆整为标准值m=4d1=103.43103 43小齿轮齿数Z125.857264大齿轮齿数Z2 2.57 26 67参考P2134集合尺寸计算(1)计算分度圆直径：d1Z1m4 26 104d2z2m67 4 268(2)计算中心距 dd1 d2104 268=186mm22(3)计算齿轮宽度bdd1104 mmB1104mmB2110mm六.轴的设计计算1.输入轴的设计计算1. 按扭矩初算轴径选用45号调质，硬度3.根据课本 P13 公式，取 c=1

24、15 d 1159.700 10327.2计730考虑有键槽，疆直径增大 5%则：d=28.56 30mm2. 轴的结构设计(1 )轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮 左面由轴肩定位，右边用套筒轴向固定，联接以平键作为过渡配合固 定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。(2 )确定轴各段直径和长度I 段：di 30mm 长度取 Li 78mm因为 h=2c c=1.5 mmII 段：d2 di 2h 30 6 36mm所以d2 36mm初选用6208深沟球轴承，其内径为 40mm，宽为18mm考虑齿轮断面和箱体内壁，轴承断面和箱体

25、内壁应有一定距离。取套筒长为22 mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度， 并考虑联轴 器和箱体外壁应该有一定距离而定， 为此，取该段长为83 mm，宽装 齿轮段长度应比轮毂宽度小 2 mm故II段长：L2(222 18 83)125mmIII段直径d3 41mmL3 L1 L 78 2 76mmIV段直径d4 51mm由手册得：c=1.5 h=2c=3mmd4 d3 2h 47mm长度与右面的套筒相同，即：L4 22mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应该便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸 h=3该段直径应取：(40+3*2)=46mm因此，将IV段设计成阶梯型，左段直径为3

26、6mm，V段直径d5 40mm长度L5 20mm由上述轴各段长度可得轴支承跨距L=204mm高速级轴强度校核1. 按弯矩复合强度计算已知：（1）分度圆直径 di 77.5mm. （2）转矩 Ti 126897N|mm 则：（3）圆周力 Ft 2Ti/di 2 126897/ 77.5 3274.76N （参照 P198）（4）径向力 Fr Ft|tan3274.76 tan20： 119.916N（5 ）因为该轴两轴承不对称，且跨距L=2+120+6+76=204mm所以 La 166mm Lb 382. 绘制轴受力简图（如图 a）FAy222.02NFBy969.89NFaz610.0NFB

27、z2664.76N3.绘 制垂直面 弯 矩 图（ 图b )2E-7BN. m截面C弯矩Mc1FAyLa22.340.11625.75N.m4.绘制水平弯矩图（图c8.校核危险截面C的强度Mec0.1d3將空 103 8.4MPa147.557MPa( 表15-1 P362机械设计）所以该轴强度足够2中间轴的设计1. 材料45钢，调质处理 取C=115f P2I 9 221d min c?3 一 115 340.0mmYN2V 218.43d1段要装配轴承，由上式取d1=40.0mm查手册（课程设计 P117）选用6208轴承，L1 Bmmd2段装配低速级小齿轮，且d 2 d1，取 d2=45m

28、m， L2=76mm因为要比小齿轮孔长 23mmd3段主要是定位高速级大齿轮，所以取d3=50mmL3=10mmd4装配高速级大齿轮L4=110-2=108mmd段要装配轴承，取 d5=40mm选用6208轴承，L5=18+20+2=40mm 校核该轴和轴承分度圆直径 d2=104mm,d3=260mm转矩 T2=403152N.m7752.923N2*T22*403152则圆周力 Ft2= d21042 T2Ft3=d3Fr2=Ft2*tan2 4031523101.169 N260=7752.923*ta n20=2821.883Fr3=Ft2*tan因为该轴两轴承不对称, 所以 LA=7

29、8mm=3101.169*ta n20=1128.733 且跨距 L=86.5mm LB=L=86.5mmLc=104mm2).2. 绘制轴受力简图（如 图 a ）Me462. 21N.432226. 06N. m>7. 75K.iriBCD图（f）1，截面B.C的当量弯矩为:取MeBMeC校核危险截面B的强度.1搅和危险截面C的强度.1所以该轴强度足够3输出轴的设计.确定各轴段直径.计算最小直径di1.2.3.4.绘制当量弯矩图（图 f） 转矩产生的扭剪合力按脉冲循环变化,60Mpa60Mpa92bT.in(Mec合210320.04Mpa10350.72Mpab合2T 2 =462.

30、21N*MT 2 =432.92N*MMeCeC 0.1d3MeBeB 0.1d3整成标准值d仁63mm设计d2 ,采用挡油环给轴承定位，选轴承6215 :D=130mm,B=25mm,d=75mm设计轴段d3。考虑到挡油环轴向定位，取d3=80mm。设计另一端轴颈 d6,取d6=d2=75mm ,轴承由挡油环定位。挡C?462.210.1 453432.940.1 60331115 n3汀65 55.9 mm 圆84.99油环另一端靠齿轮齿根处定位。5. 设计轴头d5取d5>d6，查手册取 d5=80mm6. 设计轴环d2及宽度b。为使齿轮轴向定位，故取d2=d5+2h=80+(0.0

31、7*80+3)=97.2mm,取d4=100mm,b=1.4h=12mm.确定各轴段长度1. 取 L1=100mm,由各齿轮宽度和轴承宽度取L2=35mm,L3=85mm,L4=12mm,L5=101m m,L 6=50mm三.按弯扭复合强度计算已知：1.分度圆直径 d3=268mm2. 转矩 T3=983889N.M则：3.圆周力 Ft3=2T3/d3=2*984889/268=7349.92N4. 径向力 Fr3=Ft3*tan a =2675.15N5. 固为该轴两轴承不对称且跨距L=240.5mm所以：LA=165mmLB=75.5mm3.绘制轴向受力简图(图 a)FAy839.81NFAy 2307.36NFBy1835.34NFbz 5042.56N1).绘 制垂直 面 弯 矩 图(图b )TSH4. eSN. ThACB图(e)P3转矩 T 9.55984.889N.mN45). 绘 制 当 量 弯 矩 图 (图 f )肚岀一转