机械设计课程设计说明书一级圆柱齿轮减速器.doc

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1、课程设计说明书一级圆柱齿轮减速器 学院：航空制造学院班级：070311学号：姓名：指导老师： 目录一、设计题目3二、传动装置总体设计31、选择电动机.32、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比4三、传动零件的设计计算61、V带传动的设计计算62、斜齿圆柱齿轮设计计算8四、润滑方式及润滑油的选择13五、输出轴的设计计算及强度校核14六、滚动轴承的选择及寿命计算191、轴承型号选择192 计算轴承19七、键的强度及校核20八、联轴器的选择20九、设计小结21一、设计题目设计带式输送机的传动装置，传动装置的运动简图如图所示。原始数据如下：工作条件： 工作年限：10年 工作班制：3班 载荷性质：载荷

2、变动微小 运输带速度允许误差：4%技术数据： 输送带速度V：2.4m/s 滚筒直径D： 350mm 电机功率：0.55kw 注：一级为普通V带传动；二级为斜齿圆柱齿轮传动。二、传动装置总体设计1、选择电动机11电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列笼型三相异步电动机。1.2 工作机所需功率 传动装置的总效率：=按设计给定的数据确定各部分的效率为：V带传动效率：=0.96 滚动轴承（每对）效率：=0.98 圆柱齿轮传动效率：=0.97弹性联轴器效率为：=0.99 滚筒轴华东轴承效率为：=0.96则：工作机所需功率kw1.3 确定电动机的转速输送机滚筒的转速为：通常，V

3、带传动常用传动比范围为2-4，单级圆柱齿轮传动比范围为3-5，则电动机转速可选范围为：符合这一同步转速的范围有1000r/min、1500r/min。若选用1000r/min1500r/min从其重量、价格以及传动比等考虑，选用Y132M-4型。电动机主要性能参数、尺寸见下表：型号额定功率满载转速启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩轴径Y801-40.55KW1050r/min2.22.238mm二、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比2.1 传动装置的总传动比由前面计算得到输送机滚筒的转速为：=54.5r/min则总传动比为： 2.2 分配各级传动比根据查参考文献【1】表2-3推荐的传动比

4、的范围，选取V带传动的传动比为，则一级圆柱齿轮减速器的传动比为：2.3 计算传动装置的运动参数和动力参数0轴-电动机轴： 1轴-高速轴： 2轴-低速轴： 3轴-滚筒轴： 将计算的运动参数和动力参数列于表中：轴名参数0轴1轴2轴3轴转速（r/min）105035087.587.5输入功率（kw）0.550.5280.50.47输入转矩（Nm）514.454.5751.86传动比34效率0.960.980.970.980.96三、传动零件的设计计算1、V带传动的设计计算已知：电动机功率P=0.55KW 主动轮转速=1050r/min 传动比i=3 3班工作制 传动比误差4% 载荷变动微小3.1.1

5、 确定计算功率。由表8-7查得工作情况系数KA=1.3，故3.1.2 选择V带的带型。根据、的值由查参考文献【2】图8-11可知选用A型。3.1.3 确定带轮的基准直径，并验算带速v。1) 初选小带轮的基准直径。由查参考文献【2】表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径2） 验算带速v。按查参考文献【2】式（8-13）验算带的速度。因为，故带速合适。3) 计算大带轮的基准直径。根据查参考文献【2】式（8-15a），计算大带轮的基准直径。，取查查参考文献【2】表8-84）实际传动比为：传动比误差： 满足设计要求3.1.4 确定V带的中心距a和基准长度。1）根据式查参考文献【2】（8-20）初定中心

6、距 取。2）由查参考文献【2】式（8-22）计算带所需的基准长度。 由查参考文献【2】表8-2选带的基准长度。按查参考文献【2】式（8-23）计算实际中心距a 3.1.5验算小带轮上的包角。因此，满足要求。3.1.6 确定带的根数z。 1）计算单根V带的额定功率由和，查查参考文献【2】表8-4a得 。根据A型带，查查参考文献【2】表8-4b得 查参考文献【2】表8-5得，表8-2得，于是 =1.977Kw 2) 计算V带的根数Z 所以V带的根数。3.1.7 确定单根V带的初拉力的最小值。 由查参考文献【2】表8-3得，A带的单位长度质量 所以应该是带的实际初拉力大于174.91N。3.1.8

7、确定压轴力。 3.1.9 V带轮结构设计由电动机轴径d=38mm，小带轮直径125mm，大带轮直径315mm故小带轮选腹板式，大带轮选孔板式2、斜齿圆柱齿轮设计计算3.2.1 选择齿轮材料、热处理及精度等级 1）按要求选择斜齿圆柱齿轮传动 2）运输机速度不高，所以选用7级精度 3）查查参考文献【2】表10-1小齿轮45Cr钢调质，齿面平均硬度取HBS280；大齿轮HT300，齿面平均硬度取HBS240。 4）选择小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 3.2.2 按齿面接触强度设计 （以下公式 查图表均参考参考文献【2】） 按式10-21计算（1）确定公式内各个计算数据值 试选由图10-30选区区域系数

8、=2.37由图10-26查得=0.765 =0.875则=+=1.64计算小齿轮传递的扭矩 由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21d按齿面系数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 由10-13计算应力循环次数 由图10-19取接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1% 安全系数S=1 由10-12得（2）具体计算试算小齿轮分度圆直径 把上述数据带入公式得=53.78. mm计算圆周速度 V 计算齿宽b及模数取=2mm 计算纵向重合度计算载荷系数K查表10-2知 根据V=1.61m/s 7级精度 由图10-8查得 动载荷系数由表1

9、0-4查得 （注：以下不能直接查得的数据均为插入法计算出来） 由图10-13 查得 由表10-3查得 故载荷系数=2.08按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 由10-10a得计算模数3.2.3 按齿根弯曲强度设计由10-17 （1）确定计算参数计算载荷系数KK= =2.08根据纵向重合度=3.24从图10-28查得螺旋角影响系数 算当量齿数 =34.44 =137.76由表10-15查得 齿形系数=2.46，=2.15，表10-5查得应力校正系数=1.64，=1.82计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c 查得小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 取

10、弯曲疲劳安全系数 S=1.4由10-12得 3.2.4 齿轮几何尺寸的计算计算中心距a a=134.45,圆整得a=150mm 按修改后中心距修正螺旋角=因为值改变不多，所以参数、等不必修正算大、小齿轮的分度圆直径=60mm=240mm计算齿轮宽度 齿轮结构设计名称符号计算公式及其结果端面模数2.12螺旋角=21.04分度圆直径=60mm =240mm齿顶高=2mm齿根高=1.25=2.5mm全齿高hh=+=4.5mm顶隙cC=-=0.5mm齿顶圆直径=+2=64mm=+2=244mm中心距aa=150mm齿根圆直径=-2=56mm=-2=236mm大齿轮由于其齿顶圆直径大于160mm小于50

11、0mm 故选择腹板式结构小齿轮由于其齿顶圆直径小于160mm 故选择实心式结构四、润滑方式及润滑油的选择齿轮：浸油润滑轴承：齿轮轴上轴承采用脂润滑，输出轴上轴承采用油润滑。五、输出轴的设计计算及强度校核 5.1.1 输出轴材料选择（以下查表等均参考文献【2】）查表15-1选择45号钢，调质处理， 217-255HBS。5.1.2 初步确定轴的最小直径 初步估算1轴的最小直径，取最小直径30mm2轴的最小直径 ，取最小直径45mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。计算联轴器的转矩：查表14-1，考虑到转矩变化较小，故取

12、查标准GB/T 5041-2003，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器的孔径，半联轴器长度，5.1.3 轴上零件的装配方案装配方案如下图所示5.1.4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故取L2段的直径。 初步选择2轴滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为，故，而L7=25mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位。因此取取安装齿轮处的轴端的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用

13、轴套定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒的额端面可靠的压紧齿轮，吃轴段应略短于轮毂宽度，故取L4=54mm。齿轮的右端采用轴肩定位，则轴环处的直径，轴环宽度L5=6mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取L2=50mm为了便于装配调整等取齿轮距箱体内壁值距离为30mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=10mm，已知滚动轴承宽度T=21.75mm。取L3=48mm，L6=24mm。至此，以基本确定轴的隔断直径和长度5.1.5 轴上零件的轴向定位5.1.6 由查表6-1 采用A连接键mm由查表6-1采用A连接键mm5.1.6 确定轴上

14、圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径参见零件图。5.1.7 求轴上载荷，按弯扭合成应力校核轴的强度 求输出轴上作用在齿轮上的力已知 =5.30Kw =143.24r/min =353.68Nm =240mm =21.04 =所以=2/=2947N=tan=1134N=tan/cos=1149N 支撑反力的作用位置以及受力分析 水平方向受力分析及其剪力弯矩分析水平受力如图由 所以 竖直方向受力分析及其剪力弯矩分析由 所以 因为 所以左右 合弯矩的计算左合左右合右 危险截面当量弯矩按脉动应力考虑C点左边 C点右边 按脉动应力考虑上述 按弯矩合成应力校核轴的强度抗弯截面系数 轴的计算应力 前

15、面选择的轴的材料为45号钢调制处理，由查参考文献【2】表15-1查得 因为 所以轴的强度合格，轴在满载工作时安全可靠。六、滚动轴承的选择及寿命计算6.1 根据条件，轴承预计寿命 =10*365*24=87600h 6.2 轴承型号选择输入轴的轴承选用30207型圆锥滚子轴承 额定动载=51.5KN输出轴的轴承选用30210型圆锥滚子轴承 额定动载=72.2KN6.3 计算输出轴承由课程设计表11-7查得e=0.42由机械设计表13-5和课程设计表11-7知 当/ e时，x=0.4,y =1.4 当/ e时，x=1,y=0 所得径向力= =2070N =5518N =+ =2044N= = 54

16、40N/ =2044/2070=0.986e 得x=0.4,y=1.6 / =5440/5518=0.986e 得x=0.4,y=1.4计算当量动载荷由机械设计表13-6查得载荷变动小，取=1=x +y =0.4*1391.6+1.6*734.34= 4.918=x +y =11.788计算轴承的基本额定寿命 选取P= =11.788 已知 72.2KN =10/3所以明显远远超过预计寿命年限，因此轴承合格七、键的强度及校核7.1.1 键的选择轴径(mm)键宽键高(mm)键长（mm）高速轴308750低速轴45149100521610507.1.2 输出轴上键的校核由前面知道八、联轴器的选择计

17、算联轴器的转矩：查参考文献【2】表14-1，考虑到转矩变化较小，故取 查标准GB/T 5041-2003，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630N.m，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度。九、设计小结 经过两个礼拜的课程设计，总的有两个感觉：一、学习要系统化，要能学有所用，所以觉得弄课程设计很有必要。二、我们所知道的、所需要学的还有太多。 课程设计使我们所学的从新复习了一遍，并时使其系统化。进行减速器的设计让我们学有所用，理论联系了实际，也使我们更进一步了解我们专业所要从事的工作的性质及其重要性。课程设计虽跨时两个星期，时间却显得有点紧。前一个星期大家主要在备战考试，课程设计基本没有开始。所以后一个星期所有人都很努力，大家都早起晚睡，甚至通宵，但时间却依然不够。这是一个原因。还有一个原因，我感觉对所学的不能运用自如。大部分设计的步骤大都依照参考书来做，自己脑海中不能形成一个系统的方案。这是我认识到的自己不足之处。总的来说，经过老师们辛勤的指导，课程设计还是顺利的完成了，自己也有不小的收获。