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单级圆柱齿轮减速器院（系）专业班级学号学生专业教研室、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、研究所负责人审核指导教师签发.课程设计

2、（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：年月日.设计说明书设计及说明传动方案的确定（如下图）.采用普通V带传动加一级斜齿轮传动F=6430NV=1.62m/sD=430mm原始数据a)带拉力:F=6430Nb)带速度:v=1.62m/sc)滚筒直径:D=430mmd)滚筒及运输带效率刀=0.96。e)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Y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：Fv6430M1.62pw=10.4166

3、kW10001000传动装置的总效率：其中，查课程设计表2-3,2 ,V带传动的效率，=0.953 ,闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）n2=0.97“3,滚子轴承的效率，"3=0.98”，十字滑块联轴器的效率，3=0.990w,工作机的效率，%=0.96所以:=0.95父0.97m0.992m0.99父0.96=0.83电动机所需功率：Pd="包=1.110.4116=i3.76kWn0.83查课程设计152页的表16-1,取电动机的额定功率为15kW。3 .选择电动机的转速工作机的转速："60M10001.62601000”,.nw-71.95r/minnD3.

4、14父430根据课程设计第5页表2-2,V带传动比范围i1=24,单级圆柱齿轮（闭式，斜齿）传动比i2=36,电动机转速范围：nd=nwi1i2=71.95父（24）父（36）=431.721726.87r/min选择电动机同步转速为1000r/min,满载转速nm=970r/min。电动机型号为Y180L-6Ped=15.00KW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：i=nm=970=13.48nw71.95取V带传动比：i1=3；单级圆柱齿轮减速器传动比：i2=i=13.48=4.5i13验证滚筒转速误差：(nwn2)/nw=0.008%<3%(n2=nm/i)1.

5、计算各轴的输入功率电动机轴Pd=13.761kW轴I（高速轴）PM1Pd=0.95父13.761=12.68kW轴n（低速轴）P2="2113P1=0.97x0.99x13.072定12.68kW2.计算各轴的转速电动机轴nm=970r/min轴In1323.3r/mini13轴nn2="-1=323.3=71.9641/mini24.53.计算各轴的转矩电动机轴Ph13.761.Td-9550d-9550女135.5Nmnm970轴IP13.072.T1-95501-9550-386Nmn1323.3,.P.12.68一轴nT2=95502=9550：1683Nmn271

6、.9644.上述数据制表如下参数轴名''输入功率(kW)转速(r/min)输入转矩(Nm)传动比i效率n电动机轴13.761970135.53.00.95轴I(高速轴)13.072323.33864.50.96轴n(低速轴)12.68071.9641683五、传动零件的设计计算1.普通V带传动的设计计算确定计算功率PCPc=KAPd=1.213.761=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=1.2选才iV带型号根据机械设计基础216页图12-10,此处功率PC=16.513kW与小带轮

7、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,大带轮的直径dd2=i1ddi=480mm验证带速皿3.14父160M970v=电8.947m/s60M100060x1000在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。确定V带的基准长度和传动中心距a0初选传动中心距范围为：0.7（dd+dd2）wa°w2（dd1+dd2）,即448<a0<1280,初定a0=500mmV带的基准长度：2（dd2dd1）L。=2a。+不（dd1+dd2）-d-24a0

8、元3202=2父500十一父480十=2049.28mm24x500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：Ld-L02240-2049.28_Q_a=a0+=500+=595mm22验算主动轮的包角%=180一支2二dd1-M57.3©a_285_=1803-父57.3口=149.26120口563.17故包角合适。计算V带的卞数zPcz-（一B）KaKL由n1=970r/min,dd1=160mm,ddi=160mmdd2=480mmLd=2240mma=595mm根据机械设计基础表12-5、12-6,P0=2.72kW;P。=0.30kW

9、根据机械设计基础表12-7,Ka=0.92根据机械设计基础表12-2,KL=1.016.513(2.720.3)0.921.0=5.94取z=6根。计算V带的合适初拉力F0匚500PCF0:zv竺/qvKaJ根据机械设计基础131页表10-1,q=0.11F050016.513268.9472.52-10.198.9470.92:279.35N计算作用在轴上的载荷Q=2zF0sin巴=2黑6><279.35xsin149.2=3231.84(N)22V带轮的结构设计珑轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度bd1414基准线上槽深hamin3.53.5基准线卜槽深hfmin10.810.

10、8槽间距e19±0.419±0.4槽边距fmin11.511.5(根据机械设计基础表10-8)(单位：mm)Z=6Fq=3231.84N轮缘厚5min7.57.5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带轮米用铸铁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，HBS1=250(GB699-1988

11、)大齿轮材料取为45号钢，调质，HBS2=220(GB699-1988) 选取齿轮为8级的精度(GB100951998)初选螺旋角3=16° 选小齿轮的齿数28;大齿轮的齿数z2=4.528=125.8取z=126(2)按齿面接触疲劳强度设计中心距a+1)3正Jh"Lu式中：Lh】="imSH根据机械设计基础图10-24,对小齿轮：CTHlim=570MPa对大齿轮：HHlim-540MPaSH-1.0,根据机械设计基础表10-5,软齿面。所以：kH1=570,hH1=540。选用：kH】=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

12、机，选用K=1.2Zi=28中a,齿宽系数，中型载荷中a=0.4U,齿数比，U=4.5a _ (4.53 k305 2 1.2 x 386000 5400.4 4.5=239.55mmZ2=126取 a=240mm计算模数mn2a cos :2 240 cos16o小“八2.996 乙 z228 126根据机械设计基础表10-1,取模数标准值mn =3.0,.（3）修正螺旋角a=240mm二arcosmn(z1z2)=arcos3.0(28126)二15.742a2240验算模数:mn2a8s：=2240cos15.74=30z1z228126又因为1=15.74：在8度到20度之间，合适。计

13、算两齿轮分度圆直径mnz13.028小齿轮d187.27mmcos-cos15.74-mnz23.0126大齿轮d2n2=392.73mmcos-cos15.74计算齿宽b-raa=0.4240=96mm小齿轮齿宽（齿轮轴）b1 = 106mm大齿轮齿宽（大齿轮）b2 = 96mm（3）校核弯曲疲劳强度1.6KTYf cos2 zbmn其中di=87.27mmSfcos3 :283二 29.09cos315.74Z2126zv2 =3 =3cos - cos 15.74= 130.91d2=392.73mmbi=106mmb2=96mmSf=1.4,根据机械设计基础表10-5,软齿面。K=1.

14、2,根据机械设计基础表10-4。10-23。Yfi=2.6,Yf2=2.18,齿形系数，根据机械设计基础图仃Flim1=570MPa,仃Flim2=540MPa,弯曲疲劳强度极限,根据机械设计基础图10-24。二F11.61.23860002.6cos15.74o2810632=69.42MPa570<=438.5MPa1.3YF2540均满足弯曲疲二F2=；fi=58.206MPa一：415.4MPaYfi1.3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：（详细见零件图箱盖壁厚每1(0.80.85)d>88底座上部凸缘厚度ho(1.51.75)614箱盖凸缘厚度

15、h1(1.51.75)Si14底座卜部凸缘厚度h2(2.252.75)b20底座加强肋厚度e(0.81)&8底盖加强肋厚度e1(0.80.85)616.8地脚螺栓直径d2616地脚螺栓数目n表3-46轴承座联接螺栓直径d20.75d12箱座与箱盖联接螺栓直径d3(0.50.6)d8轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d8视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6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'1c'2D'o表3-325,23,45箱体内

16、壁与齿轮距离>1.2610箱体内壁与齿轮端面距离1>d12底座深度H0.5da+(3050)240外箱壁至轴承座端面距离11ci+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械设计基础282页表16-2,取Ao=110,a田“c"13.075.d之A03一=110x3|sz3775mmini3323.3(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

17、轴承支点间的距离：Li=Bi+2Ai+2A2+T,式中：B1，小齿轮齿宽，B1=106mmi,箱体内壁与小齿轮端面的间隙，d=12mm&,箱体内壁与轴承端面的距离，2=10mmT,轴承宽度，选取30212型轴承，T=23.75mm代入上式得，L1=106+2X12+210+23.75=173.75(mm)2) 带轮对称线到轴承支点的距离：L2=T/2+l2+k+I3+B3/2式中：l2,轴承蛊局度l2=6+Ci+C2+10+t42-B=8+15+13+5+10-10-23.75=17.25(mm)t,轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm,l3,螺栓头端面至带轮端面的距离，l3=15

18、mmk,轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得k=5.6B3,带轮宽度，B3=99mm解得，TB323.75上上上上99L2+l2+L+k+3-+17.25+15+5.6+*99(mm)2222(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2Tl2x386000圆周力：Fti=8846Nd187.27久小匚Ftitanun8846xtan20°”/二径向力：Fr1=3345NcosPcos15.74°轴向力：Fa1=Ft1tanP=8846xtan15.74°=2493N计算支反力水平面：RAH=Rbh=8846=4423N22

19、垂直面：工MB=0RAV父173-Fr1M86.5Fa1黑d1/2Q(99+173)=0得：Rav=7382NQ,传动带作用在轴上的压力，Q=3231.84N,:£F=0二Rbv=Rav-Q-FM=7382-3231.84-3345=805(N)作弯矩图水平面平矩：MCH=Rbh父86.5=Y423M86.5=382000(Nmm)垂直面弯矩：MAV=。99=3231.8499=319952(Nmm)MCV1=-Q(99+86.5)+Ravm86.5=3231.84父(99+86.5)+7382父86.5=137608(Nmm)MCV2=_Rbv父86.5=一805父86.5=-69

20、632(Nmm)合成甯矩：.MA=MAV=319952(Nmm)22MC1=MchMcVi22=.38200021376082=406029(Nmm)MC2=M2cHM2CV2u/3820002696322-388289(Nmm)Li=173.75mmL2=99mm作转矩图T1=386000N-mm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数a=0.6,则:McaD=M2D(Tl)2二02(0.6386000)2=231600(Nmm)2_2McaA=MA(F)二43199522(0.63860002=394978(Nmm)McaCi=、,M2Ci(二Tl)2二:；3839892(0.6386000)

21、2=448426(Nmm)Mcac2-M2C2(二Ti)2=38829420=388294(Nmm)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，其拉伸强度极限仃b=650MPa,对称循环变应力时白许用应力L：.1-60MPa1b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:-caccaCM cac M cac cacjcac1St：3W 0.1dcc144842630.1 60:20.76MPa 二 A 二 b 二 60MPa,.D剖面的轴径最小，该处的计算应力为:(J C caDMcaDWMcaD0.1dD32316000.1 403：36.18MPa 二 J b

22、 =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Ao=110,p2:12.68d_A03=110361.67mm一,n271.964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=70mm0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尺寸为：L4=962122102

23、9=169mm联轴器配合对称线至轴承支点的距离L3BL1213k22.式中:l2,轴承盖的凸缘厚度,l2='c1c25t-2-B=24mml3,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=5.3L,轴联器配合长度，L=125mmBLL3=i'l213k2229=24155.3125/2=121.3mm24）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2T22父1683000圆周力：Ft2=8565Nd2393lFt2tanotn8565父tan20"径向力：Fr2=3239NcosPcos15.74

24、°轴向力：Fa2=Ft2tanP=8565父tan15.74'=2414N计算支反力_Ft28565一水平面：RAH=Rbh=上=4155.8N22垂直面：:£Mb=0RAV父169-Fr2x84.5-Fa2Md2/2=0得：rav=1635N丁£F=0二Rbv=Rav-Fr2=1635-3239=-1604(N)作弯矩图水平面平矩：Mch=RBH乂84.5=351000(Nmm)垂直面弯矩：MAV=0Mcvi=RavM84.5人一匚合成驾矩：=138458(Nmm)Mcv2=RbvM84.5=135538(Nmm)MA=MAV=0(Nmm)Mci=Jm2

25、ch+M2cvi=13510002+1384582=377322(Nmm)MC2=4m2CH+M2CV222=%,3510002+1355382=367260(Nmm)作转矩图T1=1683000N.mm当扭转男力为脉动循环应变力时，取系数ot=0.6,则：222.,、2McaD=：MD+(吟)I2_2=0+(0.6父1683000)=101000QNmm)McaA=jM2A+(町)22-2=110+(0.6父1683000)=101000QNmm)Mcaa=，M"+(灯1)222-=377322+(0.6m168300。=1077992；Nmm)i2_2McaC2rMC2+(町)2

26、=4367260+0=36726QNmm)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，其拉伸强度极限仃b=650MPa,对称循环变应力时白许用应力b=60MPa由弯矩图可以知道，5剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：Mcac2Mcac21078000-7m/ID1GCN/ID仃cac2=之q=,也14.79MPa<S4<=60MPaW0.1d230.1M903D剖面的轴径最小，该处的计算应力为：McaDMcaD1010000“一c匚1”一c0caD2一之a一o之29.44MPa七b-60MPaW0.1dD30.1父703b均满足强度要求。L4=169mmL3=121

27、.3mm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30212Cr=97.8kN,Co=74.5kN轴承A的径向载荷Ra='(Rah)2(Rav)2=4423273822=8605N轴承B的径向载荷：Rb=JRbh)2(Rbv)2=442328052=4496N根据机械设计基础325页表18-11,S=R/2Y(丫是A/R>e时的轴向系数)根据机械设计课程设计132页表13-1查彳导Y=1.5外部轴向力：Fa=2493N轴承轴向载荷:SA=RA/2Y=2868NSb=Rb/2Y=1499NSa<

28、;Fa+SBAa=Fa+SB=2493+1499=3992(N)Aa/Ra=0.7eAb=Sb=1499(N)由此可见，轴承A的载荷大，应该验算轴承Ao计算轴承A的径向当量动载荷径向当量动载荷P=XRaYAA=0.486051.53992=9430N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30212型轴承32016型圆锥滚子轴承.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fF=1.3,按设计要求，轴承得寿命为：Lh=163005u24000hnt.106"frCr、3106997800皆/3.则：

29、Lhr=r=I=52299h60n、fFFj60M323.313父9430JLhr>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=.(Rah)2(Rav)2=4156216352=4466N轴承B的径向载荷：Rb=,(Rbh)2(Rbv)2=4156216042=4455N根据机械设计基础325页表18-11,S=R/2Y(丫是A/R>e时的轴向系数)根据机械设计手册查得丫=1.4外部轴向力：Fa-2414NSA=Ra/2Y=1595N轴承轴向载何：Sb=Rb/2Y=1591NSa<Fa+SBAA=Fa+Sb=2

30、414+1591=4005(N)Aa/Ra=0.7eAb=Sb=1591(N)由此可见，轴承A的载荷大，应该验算轴承Ao计算轴承A的径向当量动载荷径向当量动载荷P=XRa+YAa=0.4m4466+1.4父4005=739N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fT=1,按中等冲击载荷，查表18-9得fF=1.4,按设计要求，轴承得寿命为：Lh=16300x5=24000h刖i106'frCr3106''140000'10/3贝U：Lhr=I=1364439h60n、fF

31、F)60M71.964<1.4父9430JLhr>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KcA=1.515Tca=m1683=1942(Nm)1.3根据工作条件，选时十字滑块联轴器，查表154得，许用转矩T】=2000Nm,许用转速ln】=250r/min；配合轴径d=70mm,配合长度L=125mm,C型键。十、键联接的选择和强度校核1.高速轴与V带轮用键联接选用单圆头普通平键(C型)A18X56GB/T1096-1979轴径d=40mm,及带轮宽B3=99mm。根据机械设计课程设计95页表10-1,选择C10x90(GB/T1096-1979

32、)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bb=5060MPa,键的工作长度b_l=L=905=85mm,2挤压应力4TlM10004M386000»-rn0b=56.76MPa<crbhld8父85父402 .低速轴与齿轮用键联接选用圆头普通平键(A型)轴径d=90mm,轮段长B2=96mm。根据表10-1,选键22X80GB/T1096-1979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hb=100120MPa,键的工作长度l=L-b=80-22=58mm,挤压应力4T2M10002M1683M1000仃b-92.11MPa<。bhld7M58M90满足强度要求。3 .低速轴与