机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书零件图和装

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一、传动方案拟定……………………3二、电动机的选择……………………4三、计算总传动比及分派各级的传动比……………5四、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……………………13七、滚动轴承的选择及校核计算……21八、键连接的选择及计算……………24九、由机械设计课程设计P219表13-9，取dd2=264.6mm实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1420×90/265=482.26r/min带速V：V=πdd1n1/(60×1000)=π×90*1420/(60×1000)=6.69m/s在5~25m/s范围内，带速适合。(3)、确定V带基准长度Ld和中心矩a初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5×(90+265)=532.5mm取a0=535mm符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)由《机械设计基础》P220得带长：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0n2’=482.26/min带速V=6.69m/sa0=532.5mm取a0=535mm=2×532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4×535）=1622.4mm根据《机械设计基础》P212表（13-2）对A型带取Ld=1800mm根据《机械设计基础》P220式（13-16）得：L0=1622.4mma≈a0+（Ld-L0）/2=532.5+（1800-1622.4）/2=621mm(4)验算小带轮包角?1?1800?取Ld=1800mma=621mmD2?D1265?90?57.30?1800??57.30?163.850?1200a621（5）确定带的根数Z根据《机械设计基础》P214表（13-3）P0=0.35KW根据《机械设计基础》P216表（13-5）△P0=0.03KW根据《机械设计基础》P217表（13-7）Kα=0.954根据《机械设计基础》P212表（13-2）KL=1.18由《机械设计基础》P218式（13-15）得Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKLZ?α1=163.850>1200（适用）P0=1.41KW△P0=0.09KWKα=0.98KL=1.11Pc2.97??6.94?7?P0??P0?KLKa?0.35?0.03??1.18?0.954取7根Z=6.94(6)计算轴上压力取7根由《机械设计基础》P212表13-1查得带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：?PC?2.5F0?500??1??qv2?ZV?Ka??500?2.977?6.692?2.5??1?0.066.69?54.1N?????0.954?F0=54.1N则作用在轴承的压力FQ，由《机械设计基础》P221式（13-18）FQ?2ZF0sin?1163.85?2?7?54.1?sinN?749.9N220V带标记Z1800GB/T11544-1997１．齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理①材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿数Z1=24FQ=749.9N大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=i1×Z1=3.71×24=89.04取Z2=90②齿轮精度σHlim1=700Mpa按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸加强。σσ２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计3Hlim2=610MpaFlim1=600MpaFlim2=460Mpaσd1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]确定各参数的值:①试选Kt=1.6查课本选取区域系数ZH=2.433由课本??1?0.78??2?0.82则???0.78?0.82?1.6②由课本公式计算应力值环数N1=60n1jLh=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09×109hN2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=Z2)Z1[σH]1=700.0Mpa[σH]2=610MpaSF=1.25[σF]1=500Mpa[σF]2=380Mpa③查课本图得：K??1=0.93K??2=0.96④齿轮的疲乏强度极限KHN1?Hlim1=0.93×550=511.5MPaSKHN2?Hlim2=0.96×450=432MPaS取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得:[?H]1=[?H]2=T1=140013N·mm5许用接触应力[?H]?([?H]1?[?H]2)/2?(511.5?432)/2?471.75MPa⑤查课本由表得：ZE=189.8MPa由表得:?d=1T=95.5×105×P1/n1=95.5×10×传动比i齿=52.47/473.33=6.4×104N.m3.设计计算①小齿轮的分度圆直径d1t3Z1=28Z2=104i0=135/27=3.25u=i0=3.25φd=1.0d1t?2KtT1?d???u?1ZHZE2?()u[?H]=32?1.6?6.40?1044.712.433?189.82??()?53.84mm1?1.63.71471.75②计算圆周速度????d1tn13.14?53.84?473.33??1.33m/s60?100060?1000③计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=?d?d1t=53.84mm计算摸数mn初选螺旋角?=14?mnt=k=1.98ZE=189.8ZH=2.5d1=52.69mmd1tcos?53.84?cos14??2.18mmZ124④计算齿宽与高之比bh齿高h=2.25mnt=2.25×2.00=4.50mmb=53.844.5=11.96h⑤计算纵向重合度??=0.318?d?1tan??0.318?1?24?tan14?=1.903⑥计算载荷系数K使用系数KA=1根据v?1.62m/s,7级精度,查课本由P192表10-8得动载系数KV=1.07,查课本由P194表10-4得KH?的计算公式:KH?=1.12?0.18(1?0.6?d)??d+0.23×10×b?322

=1.12+0.18(1+0.6?1)×1+0.23×1053.84=1.54查课本由P195表10-13得:KF?=1.35查课本由P193表10-3得:KH?=KF?=1.2故载荷系数:K＝KKKH??3×KH?=1×1.07×1.2×1.54=1.98⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3m=2mmd1=56mm3K/Kt=53.84×1.98=57.08mm1.6⑧计算模数mnmn=d1cos?57.08?cos14??2.34mmZ1244.齿根弯曲疲乏强度设计由弯曲强度的设计公式3mn≥2KT1Y?cos2?YF?YS?()2da1=60mm[?F]?dZ1?ad2=208mm⑴确定公式内各计算数值①小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m确定齿数z×24＝89.04传动比误差i＝u＝z/z＝90/24＝3.75Δi＝1％5％，允许②计算当量齿数z＝z/cosz＝z/cos＝24/cos314＝26.27＝90/cos314＝98.90＝1??da2=212mmb=57mm由于是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.71b1=62mm中心距a=137mmYFa1=2.592YSa1=1.596③初选齿宽系数④初选螺旋角按对称布置，由表查得初定螺旋角＝14K=1×1.07×1.2×1.35YFa2=2.211YSa2=1.774σσ＝[1.88-3.2×F2=252.43F1=307.14Mpa⑤载荷系数KK＝KKK＝1.73⑥查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表得:齿形系数Y＝2.592Y＝2.211＝1.774应力校正系数Y⑦重合度系数Y＝1.596Y端面重合度近似为（11?）]cos?＝[1.88－3.2×（1/24＋1/90）]Z1Z2×cos14?＝1.66＝arctg（tg＝20.64690＝14.07609由于＝/cos//cos）＝arctg（tg20/cos14?），则重合度系数为Y＝＝0.673o0.25+0.75cos53.84?sin14＝??2.34⑧螺旋角系数Y轴向重合度1.77Y＝1－1.77*14/120＝0.79⑨计算大小齿轮的YF?FS?[?F]＝查课本由表得到弯曲疲乏强度极限小齿轮?FF1?500MPa大齿轮?FF2?380MPa查课本由表得弯曲疲乏寿命系数:KFN1=0.86KFN2=0.93取弯曲疲乏安全系数S=1.4[?F]1=[?F]2=YF?1FS?1[?F]1YF?2FS?2[?F]2KFN1?FF10.86?500??307.14S1.4KFN2?FF20.93?380??252.43S1.42.592?1.596?0.01347307.142.211?1.774?0.01554252.43??大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算①计算模数3mn?2?1.73?6.40?104?0.78?cos214?0.01554mm?1.38mm21?24?1.655对比计算结果，由齿面接触疲乏强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲乏强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取mn=2mm但为了同时满足接触疲乏强度，需要按接触疲乏强度算得的分度圆直径d1=57.80mm来计算应有的齿数.于是由:57.80?cos14?z1==28.033取z1=28mn那么z2=3.71×28=103.88=104②几何尺寸计算计a=算中心距(z1?z2)mn(28?104)2==136.08mm?2cos?2?cos14将中心距圆整为137mm按圆整后的中心距修正螺旋角(???2)mn(28?104)?2?=arccos1?arccos?18.562?2?136.08因?值改变不多,故参数??,k?,Zh等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d1=z1mn28?2?=58.95mmcos?cos18.06d2=z2mn104?2=218.95mm?cos?cos18.06C=115d=30mm计算齿轮宽度B=?d1?1?58.90mm?58.95mm圆整的B2?57B1?62六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据课本《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115d≥C(P/n)1/3=113(3.325/238.727)1/3mm=27.19mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=24.80×(1+5%)mm=28.55∴选d=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，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡协同固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡协同固定（2）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=30mm长度取L1=60mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mm∴d2=36mm初选用7208c型角接触球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm.d1=30mmL1=60mmd2=36mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段B=18mm长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+21+18+57）=98mmIII段直径d3=42mmL3=50mmⅣ段直径d4=48mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=42+2×3=48mm长度与右面的套筒一致，即L4=21mmL2=98mmd3=42mmL3=50mmd4=48mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.L4=21mm该段直径应取：（40+3×2）=46mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mmⅤ段直径d5=40mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=54mm②求转矩：已知T1=140013N·mm③求圆周力：Ft根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2×140013/54=5185.667N④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得Fr=Ft·tanα=5185.667×tan200=1887.428N⑤由于该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm(1)绘制轴受力简图，如图ad5=40mmL5=19mmL=111mmd1=54mmT1=140013N·mmFt=5185.667NFr=1887.428NFAY=943.714NFAZ=2592.834N(2)绘制垂直面弯矩图，如图b轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=943.714NFAZ=FBZ=Ft/2=2592.834NMC1=52.376N·mMC2=143.902N·m由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=(943.714×111×10-3)/2=52.376N·m(3)绘制水平面弯矩图，如图cMC=153.137N·m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=2592.834×111×10-3/2=143.902N·m(4)绘制合弯矩图，如图dMC=(MC12+MC22)1/2=(52.3762+143.9022)1/2=153.137N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×106×（P2/n2）=133.013N·m(6)绘制当量弯矩图,如图fT=133.013N·mMec=186.478N·m转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.8，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2σe=25.169MPa=[153.1372+(0.8×133.013)2]1/2=186.478N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=186.478/(0.1×42×10-3)3=25.169MPa⑤∵两轴承对称∴LA=LB=57.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274NFAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=(179.274×115×10-3)/2=10.308N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=492.551×115×10-3)/2=28.322N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（10.3082+28.3222）1/2=30.140N·mMC1=10.308N·mMC2=28.322N·mMC=30.140N·mMec=512.780N·m(5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246σe=21.516Mpa得α=0.8Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[30.1402+(0.8×639.867)2]1/2=512.780N·m(6)校核危险截面C的强度σe=Mec/（0.1d3）=512.780/[0.1×(62×10-3)3]轴承预计寿命24000h=21.516Mpa24000h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=47.745r/minFa=0FR=FAZ=492.551N试选7209C型角接触球轴承LH=149994h>24000h预期寿命足够FS1=FS2=334.934N根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得FS=0.68FR,则FS1=FS2=0.68FR=0.68×462.551=334.934N(2)计算轴向载荷FA1、FA2∵FS1+Fa=FS2Fa=0