机械设计课程设计计算说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 二级展开式圆柱齿轮减速器班级：05021003姓名：王洋洋学号：2010301225指导教师：李洲洋完成日期：2013、07、11目录一、 设计题目 3 1. 题目要求 32. 设计任务 33. 传动装置的设计及传动件图 3二、 传动参数的选择 41. 电动机的选择 52. 传动比的计算及分配 5三、 各传动参数的计算 61. 各轴的转速 62. 各轴的输入功率 63. 各轴的输入转矩 6四、 链轮传动的设计计算 71. 选定链轮齿数 72. 确定链轮的型号 83. 计算链节数和中心距 84. 计算链速、确定润滑方式 9 5. 计算压轴力 96. 滚子链轮的

2、结构设计 9五、 减速器各齿轮的设计计算 101. 高速齿轮的设计计算 102. 低速齿轮的设计计算 17六、 减速器箱体的相关设计计算 211. 减速器箱体相关数据的计算 212. 加速器附件的设计与选择 23七、 轴和轴承的设计计算及校核 241. 高速轴和轴承的设计、计算及校核 242. 中间轴和轴承的设计、计算及校核 293. 低速轴和轴承的设计、计算及校核 33计算项目及内容计算结果两级展开式圆柱齿轮减速器的设计一、设计题目：1要求：设计一带式输送机传动装置设计参数（4-D，斜齿轮）：输送带的牵引力，输送带的速度为,传送带滚筒直径为370mm。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动

3、，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，两班制工作，输输送机转速允许误差为±5%。带式输送机传动功率为0.96。2设计任务：（1）减速器装配图一张； （2）零件工作图3张； （3）零件说明书1份。3.传动装置的设计及传动简图：电动机通过联轴器带动减速箱，通过减速箱的减速再次通过链轮的传动来使工作机即传送带实现工作。如下图：二、传动参数的选择：1.电动机的选择： 1.1 电动机类型的选择：根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机1.2 电动机功率的确定：（1）由条件可知，工作机的所需功率为Pw（kW） （2）电动机至工作机的总效率： 由表3-1可知：联轴器的效率

4、联=0.99，轴承的效率轴承=0.99（取角接触球轴承），斜齿圆柱齿轮的传动效率齿轮=0.98（查机械设计表10-8知通用齿轮减速器精度一般在6-8级，在本次设计中取齿轮精度为8级），链传动的传动效率链=0.96（取滚子链传动）。 （3）所需电动机的功率Pd： 又知实际所需的电动机的额定功率应Pm>Pd，结合书中表17-7,可知应取。 1.3电动机转速的确定： 输送带带轮的转速： 查表3-2知，链传动传动比为，查机械设计表18-1知两级展开式圆柱齿轮减速器传动比； 则知总传动比的范围为 则电动机的转速范围为：1.4电动机型号的确定:由于优先选用1000r/min及1500r/min的电机

5、，考虑到1000r/min的电机体积大而且较贵，查P178表17-7，故选用1500r/min的电机，其满载转速为1440r/min，其型号为Y112M-4。2.传动比的计算及分配： 2.1 总传动比为： 2.2 传动比的分配： （1）查表3-2知链轮的传动比为，取其为i链=2.5。 （2）减速器中齿轮的传动比分配： 有上述数据可知二级圆柱齿轮的传动比为： 高速级的传动比应为： 取i1=3.4； 则低速级的齿轮传动比为： 三、各传动参数的计算：1.各轴的转速n（r/min）: 1.1 电机轴的转速n0=1440r/min 1.2 高速轴的转速n1=1440r/min 1.3 中间轴的转速 1.

6、4 低速轴的转速1.5 滚筒轴的转速2.各轴的输入功率： 2.1 高速轴的输入功率 2.2 中间轴的输入功率 2.3 低速轴的输入功率 2.4 滚筒轴的输入功率 3.各轴的输入转矩3.1 高速轴的输入转矩 3.2 中间轴的输入转矩 3.3 低速轴的输入转矩 3.4 滚筒轴的输入转矩 传动参数的数据表电机轴轴轴轴轴功率P/kW43.963.8423.72753.543转速n/(r/min53167.466.96转矩T/（n·m）26.52826.262586.631212.65505.31传动比i13.42.532.5效率0.990.97020.97010.9

7、505四、链轮传动的设计计算减速器外仅有链传动，故仅需对链传动进行设计计算。1.选定链轮齿数一般链轮齿数在之间，并且尽可能取奇数，与链节数互质。故取小链轮齿数为，大链轮齿数：，均在优先选用链轮齿数系列。2.确定链轮的型号取双排链进行计算。（1）由机械设计表9-6，取工况系数;（2）由机械设计表9-13，取主动链轮齿数系数；双排链系数；链轮的当量的单排链计算功率： （3）确定链条型号与节距由及，查机械设计图9-11，可选链条型号为：16A-2。 查机械设计表9-1，链条节距为3.计算链节数与中心距（1）初选中心距取；（2）链节数：此处将链节数圆整，取链节数为：；（3）又知,查机械设计表9-7，插

8、值得中心距系数则链传动的最大中心距为取最大中心距为。4.计算链速、确定润滑方式（1）链传动平均链速v（m/s） （2）确定润滑方式：查机械设计图9-14，选择润滑方式为滴油润滑。5.计算压轴力(1)有效圆周力 ;（2）链轮水平布置的压轴力系数为，压轴力为6.滚子链轮结构设计（1）大链轮结构设计：大链轮齿顶圆直径 （2）小链轮结构设计：小链轮齿顶圆直径： 齿全宽 轮毂宽度L=（1.5-2）d，取L=50mm。 五、减速器各齿轮的设计计算 1.高速级齿轮的设计 1.1 选择材料、热处理方法及公差等级考虑到所设计的带式输送机为一般机械，强度、精度、速度都要求不高，故采用软齿面齿轮。查机械设计表10-

9、1，小齿轮材料取40Cr,调质处理，硬度达到280HBS；大齿轮材料取45钢，调质处理，硬度达到240HBS，大小齿轮硬度差达到40HBS之间，满足要求。查机械设计表10-8，通用减速器精度等级为级，取精度等级为8级。 1.2 相关参数的初选 （1）选取小齿轮的齿数z1=22，大齿轮的齿数，则取z2=75； （2）初选斜齿圆柱齿轮的螺旋角为=14°； （3）初选斜齿圆柱齿轮的法向压力角为n=20°。1.3按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （1） 确定计算公式中的各计算数值1） 试选Kt=1.6；2） 计算小齿轮传递的转矩3） 由图10-30可知选取区域系数ZH

10、=2.433;4） 由图10-26可查的： 则5） 由表10-7可选取齿宽系数为d=1；6） 由表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa1/2;7） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；8） 由式10-13计算盈利循环次数：9） 图10-19，取接触疲劳寿命系数10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数,故： 故：；11）齿数比u=i1=3.4 （2）计算1）试算出小齿轮的分度圆直径 2）计算圆周速度 3）计算齿宽b及模数mnt 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数K 由机械设计表10-2查得使用载荷系数KA=1.25,

11、；又根据V=2.80m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.10，由机械设计表10-4查得;由机械设计表10-13查得；由机械设计图10-3查得。 故载荷系数 6）按实际载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a），得 7）计算模数mn： 1.4按齿根弯曲强度计算 按设计计算公式进行计算，即（1） 确定公式中的各计算参数1） 由可由图10-28查得螺旋角影响系数；2） 由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限为，大齿轮为3） 由图10-18,取弯曲疲劳寿命系数 ;4） 计算疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，故5） 计算载荷系数6） 计算当量齿数7） 查取齿形系数由表10-5利

12、用插值法可查得，8） 查取应力校正系数由表10-5利用插值法可查得 ，9） 计算大小齿轮的，并加以比较可得，即大齿轮系数大。（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度和接触疲劳强度。鉴于设计的相关要求及基本参数需要，我取mn=2.0mm，z1=24，则z2=i1z1=24×3.4=81.6，圆整取82。 1.5 几何尺寸的计算 （1）两齿轮中心距 将圆心距圆整为110mm。 则螺旋角圆整之后螺旋角与初选值相差不大，故各参数不需进行相关修改。（2）计算分度圆半径（3） 计算齿宽 取（4）

13、 计算齿顶高、齿根高、齿全高、顶隙（5） 计算齿顶圆直径、齿根圆直径： 2.、低速级齿轮的设计 2.1 选择材料、热处理方法及公差等级低速级齿轮的工作情况与高速级齿轮相似，所以这里小齿轮同样选取40Cr为材料，调质处理，硬度达到280HBS；大齿轮选取45#钢，调质处理，硬度达到240HBS，大小齿轮硬度差40HBS，可满足相关设计要求。 2.2 相关参数的初选 （1）选取小齿轮的齿数z1=22，大齿轮的齿数，则取z2=56； （2）初选斜齿圆柱齿轮的螺旋角为=14°； （3）初选斜齿圆柱齿轮的法向压力角为n=20°。2.3按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 （

14、2） 确定计算公式中的各计算数值1） 试选Kt=1.6；2） 计算小齿轮传递的转矩3） 由图10-30可知选取区域系数ZH=2.433;4） 由图10-26可查的： 则5） 由表10-7可选取齿宽系数为d=1；6） 由表10-6查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa1/2;7） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限；8） 由式10-13计算盈利循环次数：9） 图10-19，取接触疲劳寿命系数10）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数,故： 故：；11）齿数比u=i2=2.53 （2）计算1）试算出小齿轮的分度圆直径 2）计算圆周速

15、度 3）计算齿宽b及模数mnt 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数K 由机械设计表10-2查得使用载荷系数KA=1.25,；又根据V=1.22m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.064，由机械设计表10-4查得;由机械设计表10-13查得；由机械设计图10-3查得。 故载荷系数 6）按实际载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a），得 7）计算模数mn： 2.4按齿根弯曲强度计算 按设计计算公式进行计算，即（6） 确定公式中的各计算参数10） 由可由图10-28查得螺旋角影响系数；11） 计算疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，故12） 计算载荷系数13） 计算当量齿数1

16、4） 查取齿形系数由表10-5利用插值法可查得，15） 查取应力校正系数由表10-5利用插值法可查得 ，16） 计算大小齿轮的，并加以比较可得，即大齿轮系数大。（7） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度和接触疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需安接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=65.27mm来计算应有的齿数。于是由 结合设计所要求及齿间距的需要，在这里取z3=33，则z4=83.49，取z4=84。 2.5 几何尺寸的计算 （1）两齿轮中心距 将圆心距圆整为120mm。 则螺旋角圆整之后螺

17、旋角变化不大，故不需将之前的计算相关参数进行修改。（2）计算分度圆半径（8） 计算齿宽 取（9） 计算齿顶高、齿根高、齿全高、顶隙（10） 计算齿顶圆直径、齿根圆直径：六、减速器箱体的相关设计计算 1.减速器箱体的机构尺寸 减速器采用剖分式铸造箱体，查表5-1、5-2、5-3得到减速器箱体的主要结构尺寸如下表：名称代号尺寸/mm高速级中心距a1110低速级中心距120箱座壁厚8箱盖壁厚8地脚螺栓直径M20地脚螺栓数目n4地脚螺栓通孔直径22地脚螺栓沉头孔直径33箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20轴承旁连接螺栓直径M16箱座与箱盖连接螺栓直径M10连接螺栓的间距l150200轴承

18、盖螺钉直径根据轴承外径由图6-27进行确定视孔盖螺钉直径M6定位销直径d8轴承旁凸台半径C2凸台高度h由具体结构确定外箱壁至轴承座端面距离48大齿轮齿顶圆与内箱壁的距离10齿轮端面与内箱壁的距离10箱盖肋板厚度6.8箱座肋板厚度m6.8轴承盖外径据轴承外径由图6-27确定轴承旁连接螺栓距离2.减速器附件的设计与选择（1）.视孔和视孔盖 视孔尺寸为106mm×108mm，位于中间齿轮的上方；视孔盖尺寸为134mm×139mm。2.通气器通气器选用简易式通气器M16×1.5，相关尺寸见表7-1。3.油标 油标选用M20油尺，相关尺寸见表7-3。4. 放油孔及螺塞 设置

19、一放油孔，便于润滑油的更换。螺塞选用M20×1.5,相关尺寸查表7-4。5.起盖螺钉 取两个起盖螺钉，起盖螺钉查表14-10，取螺钉GB/T5783-2000m10×30,顶杆末端要做成半圆形或者制出较大的倒角。6.定位销 取两个8的圆锥销作为定位销，定位销相关尺寸查表 14-28销的选取标准GB/T 117-2000。7.起吊装置 箱盖采用吊耳，箱座采用吊钩，由图7-21查取相关尺寸。8.甩油环 轴承采用脂润滑，所以在轴承座箱内一侧装设甩油环，甩油环的具体尺寸参数见图6-23。 七、轴和轴承的设计、计算及校核 1.高速轴和轴承的设计、计算及校核 1.1 已知条件 高速轴传

20、递的功率为P1=3.96kW，转速为1440r/min，齿轮1的分度圆直径为d1=49.8mm，齿轮宽度为B1=50mm。 1.2 轴材料的选择 因为轴所传递功率不大，并且对重量及结构尺寸无特殊要求，故查机械设计表15-1选用常用材料45钢，调质处理。 1.3 初算轴径查机械设计表15-3，因为转速较高，故A0=110，则 ；输出轴与齿轮1相连有一个键槽，轴径应当增大。轴端最细处直径 取轴端最细处直径为d1=25mm。1.4 结构设计按零件的安装顺序，从最小轴径处开始设计：（1）联轴器与轴段1： 该轴段安装联轴器，此轴段设计与联轴器同步设计。该处轴径取d1=20mm，为补偿连接两轴的安装误差，

21、选用弹性套柱销联轴器，查表17-4得GB/T 4323-2002中的LT4型联轴器符合要求：公称转矩为63N·m，许用转速为5700r/min，轴孔范围为20-28mm。取联轴器轴孔直径为d=20mm，轴孔长度为L=50mm，J型轴孔，A型键槽。联轴器代号为;轴的长度略小于轮毂孔的宽度，取L1=22mm。（2）密封圈与轴段2： 在确定轴段2的轴径时，应当考虑联轴器的轴向定位以及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴段2的轴径为，最终由密封圈确定，该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈密封，查表16-9选毡圈40JB/ZQ 4606-1986。(3) 轴承与轴段3及轴段6的设计： 轴段3

22、及轴段6上安装轴承，其轴径应满足轴承内径系列。有径向力存在，采用角接触球轴承，由轴段2到轴段3需要有安装轴肩，轴肩高度为h=3mm，则轴段3及轴段7的轴径为，查表15-3选取7205C角接触球轴承。轴承内径为d=25mm，轴承外径为D=52mm,宽度为宽度B=15mm。轴承采用脂润滑，故需要甩油环。（4）根据轴承外径确定轴承端盖：查图6-17，一端选取铸铁制造的透盖，另一端选用铸铁制造的闷盖。主要尺寸：螺钉直径，e=7.2mm，,；因为轴承均为配对使用，故轴段7轴径，轴承端盖用闷盖，尺寸与上同。轴的结构如图所示：1.5 轴的受力分析 （1）计算支反力： 在水平面上为 在垂直面上 轴承1的总支撑

23、反力 轴承2的总支撑反力 算得数据如下：作出弯矩图与扭矩图如下：则可找出危险截面，可算得：弯矩为：水平面 垂直面 总弯矩转矩T=26262.5N·mm 抗弯矩截面系数轴的弯矩合成强度的条件为查机械设计表15-1，许用弯矩应力为，则。故强度满足要求。综上所述：轴的强度满足要求。1.6 校核键的强度 小齿轮键连接的挤压应力 查机械设计表6-2，许用挤压应力；则 ；故键的强度满足要求。 1.7 校核轴承寿命 （1）选用的是7205C角接触轴承，额定动载荷为C=16.5kN（2）径向载荷为 （3） 轴向力为=+=609.288N=605.56N (4)计算轴承当量载荷和 因轴承中有轻微冲击，

24、则 （5）验算轴承寿命 因为，所以按轴承2的受力情况进行验算。 满足轴承的要求，但是在使用八年后要对该对轴承进行检修。 2.中间轴和轴承的设计、计算及校核 1.1 已知条件 中间轴传递的功率为P2=3.842kW，转速423.53r/min。中间轴与两个齿轮相连接。配合高速轴的齿轮2的分度圆直径为d2=107.3mmmm，齿轮宽度为B2=45mm;与低速轴配合的齿轮3分度圆直径为d3=67.7mm，B3=65mm。 1.2 轴材料的选择 因为轴所传递功率不大，并且对重量及结构尺寸无特殊要求，故查机械设计表15-1选用常用材料45钢，调质处理。 1.3 初算轴径查机械设计表15-3，因为转速较高

25、，故A0=110，则 ；输出轴与齿轮相连有键槽，轴径应当增大。轴端最细处直径 结合轴两端轴承的选择取轴端最细处直径为d2=25mm。1.4 结构设计 （1）轴段1安装角接触球轴承（GB/T 292-1994），根据轴的选择，选用轴承为7205C，轴承外径为D=52mm，内径d=25mm，宽度为15mm。（2）轴段2安装高速轴配合的大齿轮，取d=28，长度L=45mm。（3）轴段3为轴肩环，d=30+2h，取d=36mm，L=7.5mm。（4）轴段4安装与低速轴配合小齿轮，小齿轮B=65mm。（5）轴段5安装与轴段1安装轴承应相配对，即一样和甩油环。轴的结构如图所示： 1.5 轴和轴承的受力分析

26、 轴上各受力的距离如下图： （1）计算轴上的作用力 与高速轴配合的大齿轮 与低速轴配合的小齿轮 轴的水平支反力 垂直支反力 则 弯矩与扭矩图如下：分析可知危险截面，计算如下：又查表可知，则可得所设计的轴满足要求。 综上所述，所使用的轴符合要求。 1.6 校核键的强度 小齿轮键连接的挤压应力 查机械设计表6-2，许用挤压应力；则， ；故键的强度满足要求。1.7 校核轴承寿命(1)轴的径向载荷： (2)轴向力: =+=2224.428N =1627.11N（3）求轴承的当量动载荷： 又有条件知在轴承运转工作过程中有轻微的震动冲击，故取，则 （4）对轴承寿命进行验算 因为，所以按照轴承2的受力情况进行验算： 可知轴承满足使用要求，但是在使用三年的时候对该对轴承进行检修或更换。