华南理工大学机械课程设计计算

1、华南理工大学课程设计说明书题目单级圆柱齿轮减速器院（系）专业教研室、研究所负责人指导教师 2011年1月15日华南理工大学课程设计(论文)任务书兹发给班学生课程设计(论文)任务书，内容如下:1 .设计题目:单级齿轮减速器2. 应完成的项目：(1) 减速器的装配图一张(A1)(2) 齿轮零件图一张(A3或者A2)(3) 轴零件图一张(A3或者A2)(4)设计说明书一份3. 参考资料以及说明：(1) 机械设计课程设计(2) 机械设计基础(3) 机械设计手册4.本设计(论文)任务书于 2011年1月3日发出，应于2011年1月14日前 完成，然后进行答辩。专业教研室、研究所负责人指导教师_审核签发.

2、年月_年月日课程设计（论文）评语:课程设计（论文）总评成绩:课程设计（论文）答辩负责人签字:说明书设计及说明一、传动方案的确定（如下图）F=6430N采用普通V带传动加一级斜齿轮传动V=sD=430mm二、原始数据a)带拉力:F=6430Nb)带速度:v=sC）滚筒直径:D=430mmd)滚筒及运输带效率ne)载荷轻微冲击，总传动比误差5%,f)室内工作，两班制，工作年限5年，环境最高温度 35C，小批量生产。三、确定电动机的型号1 .选择电动机类型：选用丫系列三相异步电动机。2 .选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率:Pw1F0 鵲泸 10.4166kW其中，查课程设计表2-3,1 , V

3、带传动的效率，10.952，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8)20.973，滚子轴承的效率，30.984，十字滑块联轴器的效率，4 =w，工作机的效率，w0.96所以：0.95 0.97 0.9920.990.960.8：传动装置的总效率:电动机所需功率:Pdk Pw1.110.411613.76kW0.83电动机型号为Y180L-6查课程设计152页的表16-1，取电动机的额定功率为15kW。P ed=3 .选择电动机的转速工作机的转速:v 60 1000 nw1.62671.95r/min3.14 430根据课程设计第 5页表2-2 ,V带传动比范围h=24,单级圆柱齿轮（闭式，斜齿）传动比

4、i2 = 36,电动机转速范围:ndnwi1i2 71.95 (2 4) (3 6) 431.72 1726.87r/min选择电动机同步转速为1000r/min,满载转速nm=970 r/min 。四、确定传动装置的总传动比及各级分配传动装置得总传动比：inmnw黑 13.48取V带传动比：i13 ；单级圆柱齿轮减速器传动比:验证滚筒转速误差:(nw n2)/nw计算各轴的输入功率电动机轴轴1（高速轴）轴n （低速轴）计算各轴的转速电动机轴计算各轴的转矩电动机轴iii0.008%PdP213.761kW空4.533%( n2= nm/i)iPd 0.95 i3.76ii2.68kW2 3P&

5、gt;0.97 0.99 i3.072 i2.68kWnm=970 r/minnin2TdTinmiinii2970970323.3r/min3323371.964r/min4.59550-Pd-nm955013.761135.5N m9709550 旦ni955032386N m323.3参数输入功率转速输入转矩传动比效率轴(kW)(r /min )(N m)i电动机轴970轴1（高速轴）386轴n （低速轴）16834 .上述数据制表如下大带轮的直径 dd2 i1dd1 480mmP12 68t2 9550n; 9550 7 1683N m五、传动零件的设计计算1 .普通V带传动的设计计算

6、确定计算功率PCPCKAPd 1.2 13.761 16.51kWKa，根据机械设计基础216页表12-3，此处为带式运输机，载荷变动小，每天两班制工作16小时，选择工作情况系数 KA =选择V带型号根据机械设计基础216页图12-10，此处功率卩。=与小带轮的转速 nm=970r/min，选择 B 型 V带，d=112200mm确定带轮的基准直径dd1,dd2根据机械设计基础217页表12-4、12-5，取小带轮直径dd1 =160mm ,验证带速ddEmv 60 10003.14 160 9708.947m/s60 1000在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传

7、动中心距a0初选传动中心距范围为:(dd1dd2 )w a0 <2 ( dd1 dd2),ddi=160mmdd2=480mm即 448 a01280,初定a0=5OOmmV带的基准长度:L02a0 (dd12 500 2 480d ) (dd2 dd1)2dd2)4a03202 P 2049.28mm根据机械设计基础表12-2，选取带的基准直径长度Ld 2240mm。实际中心距:aa。LdL025002240 2049.28 595mm验算主动轮的包角1 180dd2dd157.3故包角合适。计算V带的根数a180迦563.1757.3149.2120PcP0P) KaKLLd=224

8、0mma=595mm由 n1970r / min ，dd1 =160mm，根据机械设计基础表12-5、12-6 ,Po 2.72kWPo0.30kW根据机械设计基础表12-7 ,Ka0.92根据机械设计基础表12-2 ,Kl1.016.513Z (2.72 0.3) 0.921.05.94取z=6根。 计算V带的合适初拉力 F0匚500FC卜02.5ZVKa2qv根据机械设计基础131页表10-1，q=500 16.51322.5F 06 8.9470.9210.1928.947279.35N计算作用在轴上的载荷149 2Q 2zF0sin二 2 6 279.35 sin 2 23231.84

9、( N)尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度bd1414基准线上槽深hamin基准线下槽深hfmin槽间距e槽边距fminv带轮的结构设计（根据机械设计基础表10-8）（单位：mm）Z=6FQ= N轮缘厚min外径dada dd1 2ha 167da dd1 2ha 487内径ds4040带轮宽度b3B3 2f 4e 99B3 2f 4e 99带轮结构实心式轮辐式V带轮采用铸铁 HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.2.齿轮传动设计计算(1)选择齿轮类型，材料，精度，及参数选用斜齿圆柱齿轮传动(外啮合)选择齿轮材料(考虑到齿轮使用寿命较长)小齿轮材料取为45号钢，调质，HBS1250

10、(GB699-1988)大齿轮材料取为45号钢，调质，HBS2选取齿轮为8级的精度(GB 10095 1998)初选螺旋角 3= 16°选小齿轮的齿数28;大齿轮的齿数 z2 =(2)按齿面接触疲劳强度设计中心距2305 口aU式中:H limSh根据机械设计基础1024,对小齿轮:H lim对大齿轮:H lim 540M PaSh 1.0，根据机械设计基础表10-5220 (GB699-1988)取 z=126570 MPa,软齿面。所以： H 1570H 2540。选用： H 540K，载荷系数，根据机械设计基础表10-5,此处中等冲击，原动机为电动机，选用K=a，齿宽系数，中型

11、载荷aU，齿数比，u=3055402 386000239.55mm0.4 4.5取 a=240mm计算模数2a cosmn Z1 Z22 240 COS16。2.99628 126根据机械设计基础表10-1，取模数标准值mn3.0Zi=28Z2=126修正螺旋角arcos2aarcos3.0 (28126)15.742 240a=240mm验算模数:2acos2 240 cos15.74mn又因为乙Z215.7428 1263.0在8度到20度之间,计算两齿轮分度圆直径小齿轮大齿轮计算齿宽合适。d1d2m"coscos3.0 2887.27mmcos15.74392.73mmcos1

12、5.74a a 0.4 24096mm小齿轮齿宽（齿轮轴）bi106mm大齿轮齿宽（大齿轮）b296mm（3）校核弯曲疲劳强度1.6KTYf coszbm；其中di =d2=F limFSfZviZ13cos28cos315.7429.09bi=106mmb2=96mmZ23cos126cos315.74130.91Sf1.4，根据机械设计基础表10-5 ，软齿面。K =，根据机械设计基础表10-4。Yf12.6，Yf2 2.18，齿形系数，根据机械设计基础图10-23。570MPa， F lim 2540MPa ,弯曲疲劳强度极限,F1F2根据机械设计基础图10-24。1.6 1.2 386

13、000 2.6cos15.74o28 106 3269.42M Pa5701.3438.5M PaF1Yf2 58.206 MPa 540415.4 MPaYf11.3均满足弯曲疲劳强度要求。名称代计算公式结果齿轮传动的几何尺寸，制表如下：（详细见零件图)号小齿轮大齿轮中心距az, Z2 mn/2cos240mm传动比ii %法面模数mn设计和校核得出3. 0端面模数mtm %s3. 17法面压力角n标准值20o螺旋角一般为 8o - 20o15.74齿顶高haha mn3. 0mm齿根高hfhf 1.25mn3. 75mm全齿高hhhahf6. 75mm齿数Z28126分度圆直径dd %s8

14、7. 27mm392. 73mm齿顶圆直径dada = d +2 mn93. 27mm398 . 73mm齿根圆直径dfdf = d mn79. 77mm385 . 23mm齿轮宽bba a106mm96mm螺旋角方向查表7-6右旋左旋(4)齿轮的结构设计小齿轮米用齿轮轴，大齿轮米用腹板式六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计14页表3-1经验公式，列出下表:名称代号尺寸计算底座壁厚0.025a+1结果(mm)箱盖壁厚1 > 88底座上部凸缘厚度ho14箱盖凸缘厚度h1 114底座下部凸缘厚度h2*20底座加强肋厚度e1）8底盖加强肋厚度e11地脚螺栓直径d216地脚螺

15、栓数目n表3-46轴承座联接螺栓直径d212箱座与箱盖联接螺栓直径d3d8轴承盖固定螺钉直径d4d8视孔盖固定螺钉直径d5d6轴承盖螺钉分布圆直径D1125,140轴承座凸缘端面直径D2140,155螺栓孔凸缘的配置尺寸C1C2Do表3-215,13, 20地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c'c'D '表3-325, 23, 45箱体内壁与齿轮距离10箱体内壁与齿轮端面距离 112底座深度H+（3050）24O外箱壁至轴承座端面距离11C1+C2+（510）33七、轴的设计1.高速轴的设计(1)选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS = 230(2)初步估算轴的最小直径根据机

16、械设计基础282页表16-2，取Ao =110,d A0 JpL 110 dl3075 37.75mm n1V 323.3(3)轴的结构设计因为与V带联接处有一键槽，所以直径应增大5%，考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径dmin=40mm ,根据密封件的尺寸，选取小齿轮轴径为d=60mm。1)两轴承支点间的距离:Li = Bi + 2 1 + 2 2 + T ,式中：Bi,小齿轮齿宽,B1106mm1，箱体内壁与小齿轮端面的间隙,1 12mm2，箱体内壁与轴承端面的距离,2 10mm2)TL2-2T,轴承宽度，选取 30212型轴承,T=代入上式得，L1=106+2 X 12+210

17、+=(mm)带轮对称线到轴承支点的距离:L2 = T/2 + 12+ k + 13 + B3/2式中:I3，b，轴承盖高度G C210 t 28 15 13 5 10 10轴承盖凸缘厚度，t =10mm ,螺栓头端面至带轮端面的距离,轴承盖M8B3，带轮宽度,解得,B3I2 -3 k 223.7517.25(mm)1315mm螺栓头的高度，查表可得B3 99mm23.75k=9917.2515 5.6 99(mm)2 2(4)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算简图（见附图1)计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力:Fti2Tid12 3860008846N87.27径向力:Fr1Ft1 tan

18、8846 tan20 3345 N轴向力:Fa1计算支反力水平面：Rah垂直面:MbcosFt1 tanRbhCOS15.748846 tan 15.742493NI 竽 4423NRav 173Fr1 86.5 Fa1 d1 /2 Q(99 173)0得：Rav7382NQ,传动带作用在轴上的压力，QRbvRav QFr1 7382- 3231.84- 3345 805(N)作弯矩图水平面弯矩:M CHRbh 86.54423 86.5382000(Nmm)垂直面弯矩:M AVM CV1Q 99M CV2Q(99 86.5)3231.84 (99Rbv 86.53231.84 9931995

19、2( NRav 86.586.5)7382 86.5805 86.5mm)137608(N mm)69632(N mm)合成弯矩:MA M AV 319952( N mm)M C1JM 2 chM 2CV1J3820002 1376082 406029( N mm)/ 2 2M C2 寸 M CH M CV2Li=J3820002 696322 388289( N mm)作转矩图T1386000 N mm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数0.6，则:L2=99mmMcaD JM2D ( T1)2J02(0.6 386000)2231600(N mm)McaA(Ti)2J3199522(0.6

20、 3860002394978(Nmm)McaC1 Jm2C1( T1)2J3839892 (0.6 386000)2448426( NJm2c2( T1)2mm)M caC2/2(3882940388294(N mm)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b 650M Pa，对称循环变应力时的许用应力1 b 60MPa由弯矩图可以知道，c1剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为:caciMcaq448426W0.1%3M caq01石 20.76MPa1 b 60MPaD剖面的轴径最小，该处的计算应力为:caDM caDW 0.1dD3M caD呼 36.18M

21、Pa0.1 4031 b 60MPa均满足强度要求。2 .低速轴的设计选择轴的材料：选择45号钢，调质，HBS=240初步估算轴的最小直径：取A0=11O,rp7JI 12.68d A0110 3 61.67mmTj n片1.964轴的结构设计：初定轴径及轴向尺寸:考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取装联轴器处轴dmin 70mm。根据机械设计课程设计150页表15-4。十字滑块联轴器处轴径取70mm安装长度L=125mm按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=80mm初选轴承型号为32016型的圆锥滚子轴承轴承。D=125, B=29，T=29。考虑到要求箱体内壁平整，根据高速轴尺寸计算低速轴

22、尺寸为:L4962 122 1029169mm联轴器配合对称线至轴承支点的距离l213式中：12，轴承盖的凸缘厚度,l2C124mmc25I3，螺栓头端面至带轮端面的距离，15mmk ,轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=L,轴联器配合长度,125mmL3B l2 l3224 1525.3125/2121.3mm4 ）按弯扭合成应力校核轴的强度轴的计算简图（见附图2）计算作用在轴上的力大齿轮受力分析圆周力:Ft2d22 16830008565N393径向力:Fr2Ft2tan ncos8565 tan20 3239N cos15.74轴向力:Fa2Ft2 tan8565 tan 15.7424

23、14N计算支反力水平面：RahRbh琴竽 4155.8N垂直面:MbRav 169Fr284.5 Fa2 d2/20得：Rav1635NRbvFr2 1635-32391604(N)作弯矩图水平面弯矩:MchRbh 84.5351000(N mm)垂直面弯矩:M AVM CV1Rav84.5合成弯矩:M CV2138458(N mm)Rbv 84.5135538(N mm)MaM AV 0( N mm)CH M 2CV1M C1J3510002 1384582377322(N mm)jf 22¥ M ch M CV2M C2/3510002 1355382367260(N mm)作转

24、矩图T11683000 N mm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数0.6，则:L4=169mmMcaD JM2DJ02(0.6 1683000)21010000： NMcaA 气(Ti)2(Ti)2J02(0.6 1683000)21010000： Ni 2McaC1 寸 M C1 ( T1)mm)mm)J3773222 (0.6 1683000)2 1077992： N jMM caC?2/ T 2C2( Ti)J36726020367260(N mm)按弯扭合成应力校核轴的强度轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限对称循环变应力时的许用应力1 b 60MPaL3=mm)b 650M

25、 Pa，由弯矩图可以知道，Ci剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为:cac2特 黔 14.79MPa1 b 60MPaD剖面的轴径最小，该处的计算应力为:M caDcaD 2M caDW01哼 29.44MPa0.1 7031 b 60MPa均满足强度要求。八、滚动轴承的选择和计算初定高速轴轴承型号 30212，低速轴上轴承型号 32016.1 .高速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30212轴承A的径向载荷Cr=，Co=30212型轴承Ra(Rah)2 (Rav)2J44232738228605N轴承B的径向载荷:Rb J(Rbh)2 (Rbv)2J44232 80524496N根据机

26、械设计基础325页表18-11 ,S=R/2Y （Y是A/R > e时的轴向系数）32016型圆锥滚子根据机械设计课程设计132页表13-1查得Y=轴承外部轴向力:Fa2493N轴承轴向载荷：SaSbRa / 2Y 2868NRb/2Y1499NSA V Fa + SBA A = Fa+Sb =2493+1499=3992 ( N)AA / RA 0.7 eAb = Sb=1499(N)由此可见，轴承 A的载荷大，应该验算轴承 计算轴承A的径向当量动载荷径向当量动载荷9430NP XRa YAa 0.4 86051.5 3992轴承寿命的校核因两端选择同样尺寸的轴承， 选轴承A的径向当量

27、动载荷 P为计算依据。工作温度正常，查根据机械设计课程236页表18-8得fT 1 ,按中等冲击载荷，查表18-9得fF1.3,按设计要求，轴承得寿命为:Lh16 300 524000h则：Lhr106 frCr1069780010/360n fFF60 323.31.3 943052299hLhr >Lh选取得轴承合适。2 .低速轴滚动轴承校核初步选取的轴承：选取32016Cr=140kN轴承A的径向载荷Ra J(Rah)2 (Rav)2J41562163524466N轴承B的径向载荷:Rb J(Rbh)2(Rbv)2J41562160424455N根据机械设计基础325页表18-11

28、 ,S=R/2Y （Y是A/R > e时的轴向系数）根据机械设计手册查得丫=外部轴向力:Fa2414NS轴承轴向载荷：ASbRA/2Y1595NRb/2Y1591NSA < Fa + SbA A = Fa+SB =2414+1591=4005 ( N)Aa / Ra 0.7 eAb = Sb=1591(N)由此可见，轴承 A的载荷大，应该验算轴承 计算轴承A的径向当量动载荷径向当量动载荷P XRa YAa 0.4 44661.4 4005739 N轴承寿命的校核因两端选择同样尺寸的轴承， 选轴承A的径向当量动载荷 P为计算依据。工作温度正常，查根据机械设计课程236页表18-8得f

29、T 1 ,按中等冲击载荷，查表18-9得fF1.4A18X56GB/T1096-1979按设计要求，轴承得寿命为:Lh16300 524000h则：Lhr10660n3frCrfFF10660 71.96410/3140000 1364439h 1.4 9430Lhr >Lh选取得轴承合适。九、联轴器得选择和计算电动机，转矩变化小，选取工作系数KcA1.5T ca1 51683 1942( N m)根据工作条件，选用十字滑块联轴器，查表154得，许用转矩配合轴径d 70mm,T 2000N m，许用转速 n 250 r / min ；配合长度L=125mm ,C型键。十、键联接的选择和强

30、度校核1 .高速轴与V带轮用键联接选用单圆头普通平键（C型）C10 90轴径d=40mm ,及带轮宽B3 99mm。GB/T1096-1979根据机械设计课程设计95页表10-1,选择 C10 90 (GB/T 1096-1979 ) 强度校核:键的材料选为45号钢，V带轮材料为铸铁。根据机械课程设计184页表13-2，载荷轻微冲击，键联接得许用应力50 - 60MPa，键的工作长度90 5 85mm，挤压应力4T11000bhld沁 56.76MP a b8 85 402.低速轴与齿轮用键联接22 80GB/T1096-1979选用圆头普通平键(A型)轴径d=90mm ,轮毂长B296mm。根据表10-1，选键22 80GB/T 1096-1979强度校核键材料选用45号钢,齿轮材料为 45号钢，查表得许用应力,100120MPa,b键的工作长度挤压应力80 22 58mm,4T21000bhld1683 100092.11MPa b7 58 90满足强度要求。3 .低速轴与联轴器用键联接(1)选