机械设计课程设计计算说明书

1、一、课程设计任务书题目：二级直齿圆柱齿轮减速器工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产，允许输送带速度误差为±5%。原始数据：运输带工作拉力F=5000N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=500mm。二、传动方案的拟定与分析传动方案（已给定）1）外传动选用联轴器使电机与高速轴相连2）减速器为二级展开式直齿圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：该方案的优缺点： 该工作机工作平稳，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用联轴器这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分为二级展开式直齿圆柱齿轮减速，这是二级减速器中应用最广泛

2、的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： =0.992×0.994×0.972×0.96=0.850（2）电机所需的功率：3、确定电动机转速计算滚筒工作转速：按机械设计综合课程设计指导书P18表2-4推荐的传动比合理范

3、围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，故电动机转速的可选范围为：。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率11KW；满载转速970r/min；额定转矩2.0。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比2、分配各级传动比（1）（2）展开式二级圆柱齿轮减速器传动比一般按高速级是低速

4、1.31.4倍。即 求得： 五、动力学参数计算1、计算各轴转速2、计算各轴的功率PI=P电机=9.41×0.99=9.32 KWPII=PI×轴承×齿轮=9.32×0.99×0.97=8.95 KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.304×0.99×0.97=8.59KW3、计算各轴扭矩TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×9.32/970=91700 N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×8.

5、95/205.9=415000 N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×8.59/61.1=1342600 N·mm六、传动零件的设计计算Ø 联轴器的选择1、类型选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器。2、载荷计算减速器进口端 减速器出口端3、型号选择由于联轴器与轴配合，根据轴的设计从GB/T 43232002中查得与高速轴相配的联轴器选用LT5型弹性套柱销联轴器，公称转矩为125；低速轴相配的联轴器选用LT10型弹性套柱销联轴器，公称转矩为2000。

6、Ø 齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级和齿数（1）考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选8级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m。（2）2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材P203式10-9a：(1)确定公式内各各计算数值。试选载荷系数； 计算1齿轮即轴转矩，3齿轮即轴转矩TII=415000 N·mm；选取齿宽系数=1；分析得小齿轮接触疲劳强度极限， 大齿轮接触疲劳强度极限；查得材料的弹性影响系数由教材P206式10-13计算应力循环次数

7、NN1=60njL=60×970×1×(2×8×300×10)=2.79×109N2=N1/=1.28×109/4.71=5.93×108N3=60njL= N2=5.93×108N4= N3/=5.93×108/3.37=1.76×108由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=0.90 KHN3=0.94 KHN3=0.94 KHN4=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求，选取安全系数S=1.0H1=Hlim1 KHN1/SH=600

8、5;0.90/1.0Mpa=540MpaH2=Hlim2 KHN2/SH=550×0.94/1.0Mpa=517MpaH3=Hlim3 KHN2/SH=600×0.94/1.0Mpa=564MpaH4=Hlim4 KHN2/SH=550×0.98/1.0Mpa=539Mpa(2)计算试算小齿轮分度圆直径=62.422mm=102.701mm计算载荷系数根据速度，精度，齿宽和齿高的比等数据确定一系列参数故载荷系数 按实际载荷系数校正所算分度圆直径 计算模数：=d1/Z1=66.951/20=3.348mm =d3/Z3=110.449/20=5.522mm3、校核齿

9、根弯曲疲劳强度根据教材P201公式10-5： 确定有关参数和系数综合分析得小齿轮，大齿轮 计算弯曲疲劳许用应力 取S=1.4 计算载荷系数 查取齿形系数 查取应力校正系数 计算齿轮的，并加以比较 高速级大齿轮数值大，低速级也是大齿轮数值大。设计计算对比结果，高速级齿轮模数2.4163就近圆整为标准值， 低速级齿轮模数3.9733就近圆整为标准值。按接触强度算得分度圆直径=66.951 =110.449算出各齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算计算分度圆直径 计算中心距 计算齿轮宽度 故 4、误差合理性分

10、析七、轴的设计计算Ø 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度217255HBS。根据教材P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=112d112 (9.32/970)1/3mm=23.8mm。考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=23.8×(1+5%)mm=24.99，并根据联轴器的选择，选d=25mm。2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级展开式直齿圆柱齿轮减速器齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向

11、用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。（2）确定轴各段直径和长度段：d1=25mm 长度取L1=42mm。右端是联轴器定位轴肩，故段：d2=30mm由减速器及端盖结构设计确定端盖总宽度为16mm，取端盖外断面与半联轴器端面间距L=18mm，故L2 =34mm。段：初选用6007型深沟球轴承，其内径为35mm，宽度为14mm。因此d3 =d7 =35mm，而L3=14mm。段取此段轴直径为d6 =40mm，根据齿轮的结构设计算为了使齿轮右端套筒可靠地压紧齿轮，此轴段略短语轮毂宽，取L6=70mm。段：由于此段为右侧齿轮的定位轴肩h=6mm，故取d5 =46mm，轴环宽度b>1.4h，取L

12、5 =b=10mm。段：因为段上轴承采用轴肩定位，由手册查得此处轴肩高h=6mm，因此d4 =40mm。考虑齿轮端面和箱体内壁距离a=12mm，轴承端面和箱体内壁应有一定距离s=6mm，两圆柱齿轮间距为c=18mm。有已知轴承宽度B=14mm，低速级小齿轮轮毂长L=117mm，得L4 =L+c+a+s- L5 ，即L4 =143mm。段：已算得d7 =35mm，且L7 =B+s+a+（40-36）=36mm。（3）求轴上载荷求小齿轮分度圆直径：已知d1=67.5mm求转矩：已知T=91700N·mm求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：Ft=2T/d=2717N求径向力Fr

13、根据教材P198（10-3）式得：Fr=Ft·tan=2717N×tan200=989N由各段轴长求得LA=7+143+10+36.5=196.5mmLB=70+36-36.5-7=62.5mmn 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）n 绘制水平面弯矩图（如图c）n 绘制合弯矩图（如图d）n 绘制扭矩图（如图e）据图分析得 求得 求得 （4）校核轴的强度转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6,校核危险截面的强度由于已选45#钢，且调质处理，查表得该轴强度足够。Ø 中间轴和输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（2172

14、55HBS），确定轴的直径方法同输入轴，已算得直径标在图中。2、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配二级展开式直齿圆柱齿轮减速器齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。做出阶梯轴，轴向有轴肩套筒等定位，轴向由连接键定位。（2）确定轴的各段直径和长度方法同输入轴各段长度与直径的确定，中间轴和输出轴计算结果标于图中。（3）校核轴的强度校核中间轴和输出轴的危险截面，并根据反复修改，最终确定轴的各小段长度与直径。八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：16×365×10=48000小时1、计算输入轴轴承（1）已知n=970r/min两轴承径向反力：FR1

15、=244.4N FR2=744.6N初选两轴承为深沟球轴承6007型由于两齿轮为直齿圆柱齿轮，所以Fa1= Fa2 =0。（2）计算当量载荷P1、P2由于轴承只受径向力，故P1=FR1=244.4NP2= FR2=744.6N（3）轴承寿命计算P1<P2 故取P=744.6N角接触球轴承=3根据手册得6007型的C=16200N由教材P320式13-5a得预期寿命足够2、计算中间轴和输出轴轴承（1）各轴转速已知，各轴承径向反力已知。（2）计算当量载荷（3）轴承寿命计算算得，中间轴选用6009型深沟球轴承、输出轴选用6012型深沟球轴承均符合使用寿命要求。九、键连接的选择及校核计算1、联轴

16、器与输入轴连接采用平键连接轴径d1=25mm，L1=42mm查手册 选用A型平键，得：b=8 h=7 L=32即：键8×32 GB/T1096-2003 l=L-b=32-8=24mm TI=91700 N·mm根据教材P106式6-1得p=2 TI/kld=2×91700/3.5×24×25=87.3Mpap<p(130Mpa) 符合强度要求2、输入轴与齿轮1连接采用平键连接轴径d6=35mm L6=70mm 查手册 选用A型平键，得：b=12 h=8 L=56即：键12×56 GB/T1096-2003l=L-b=56-12

17、=44mm TI=91700 N·mmp=2 TI/kld =2×91700/4×44×35=29.77Mpap<p(130Mpa) 符合强度要求3、齿轮2与中间轴连接用平键连接轴径d=49mm L轴=63mm 查手册 选用A型平键，得：b=14 h=9 L=56即：键14×56 GB/T1096-2003l=L-b=56-14=42mm TII=415000 N·mmp=2 TII/kld =2×415000/4.5×42×49=89.6Mpap<p(130Mpa) 符合强度要求4、中间轴与

18、齿轮3连接采用平键连接轴径d=49mm L轴=93mm 查手册 选用A型平键，得：b=14 h=9 L=80即：键14×80 GB/T1096-2003l=L-b=80-14=66mm TII=415000 N·mmp=2 TII/kld =2×415000/4.5×66×49=57Mpa<p(130Mpa)p<p(130Mpa) 符合强度要求5、齿轮4与输出轴连接用平键连接轴径d=64mm L轴=83mm 查手册 选用A型平键，得：b=18 h=11 L=70即：键18×70 GB/T1096-2003l=L-b=70-

19、18=52mm TIII=1342600 N·mmp=2 TIII/kld =2×1342600/5.5×52×64=118.9Mpap<p(130Mpa) 符合强度要求6、输出轴与联轴器连接采用平键连接轴径d=50mm L轴=112mm 查手册 选用A型平键，得：b=14 h=9 L=100即：键14×100 GB/T1096-2003l=L-b=100-14=86mm TIII=1342600 N·mmp=2 TIII/kld =2×1342600/4.5×86×50=116.8Mpap<

20、p(130Mpa) 符合强度要求十、联轴器的选择及校核计算1、类型选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器。2、型号选择输入端联轴器选用LT5型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器，公称转矩为125 N·m；输出端联轴器选用LT10型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器，公称转矩为2000 N·m。3、载荷计算查得 取KA =1.3Tca 入=KA TI=119 N·m<125 N·mTca 出=KA TIII =1745 N·m<2000 N·m符

21、合强度要求十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约0.7个齿高，但不小于10mm，取10mm。低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮半径，取30mm。2、滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑。3、密封轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。十二、箱体及附件的结构设计1、减速器结构减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。2、注意事项（1）装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料；（2）齿轮啮合侧

22、隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于0.211mm，低速级侧隙也不应小于0.211mm；（3）齿轮的齿侧间隙最小= 0.09mm，齿面接触斑点高度>45%，长度>60%；（4）深沟球轴承用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。 电动机型号：Y160L-6PI=9.32KWPII=8.95KWPIII=8.59KWi12=4.71I23=3.37Z1= Z320Z2=95Z4=68TII=415000 N

23、83;mmHlim1=600MpaHlim2=550MpaN1=2.79×109N2=5.93×108N3=5.93×108N4=1.76×108KHN1=0.90KHN3=0.94KHN3=0.94KHN4=0.98H1=540MpaH2=517MpaH3=539MpaH4=539Mpad1=66.951mmd3 =110.449S=1.4=194=246d1=25mmL1=42mmd2=30mmL2=34mmd3=35mmL3=14mmd6 =40mmL6=70mmd5=46mmL5=10mmd4=40mmL4=143mmd7=35mmL7=36mm

24、Ft =2717NFr=989NP1=FR1=244.4NP2= FR2=744.6N取P=744.6NC=16200N键8×32GB/T1096-2003 p=87.3Mpa键12×56 GB/T1096-2003p=29.77Mpa键14×56 GB/T1096-2003p=89.6Mpa键14×80 GB/T1096-2003p=57Mpa键18×70 GB/T1096-2003p=118.9Mpa 键14×100 GB/T1096-2003p=116.8Mpa设计小结机械基础综合课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过了3周的课程设计使我从多个方面都受到了机械设计的训练，对减速器的各个零部件有机的结合在一起，并得到了深刻的认识。在这次作业过程中,我们遇到了许多困难,大量的计算,大量地查找资料。这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,细细想来，我们的收获还是很大的.不仅仅给予以前的实践很好的理论透析，而且也对制图有了更进一步的掌握AutoCAD、Word、图画这些工具软件的应用也