机械设计基础课程设计设计计算说明书单级直齿圆柱齿轮减速器

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1、机械设计基础课程设计设计计算说明书设计题目 单级直齿圆柱齿轮减速器 _成人教育_学院（系）机电一体化专业 班级 Y04112 学号10 设计人_ 指导教师_ 完成日期_2007年4月13日 上海工程技术大学目录1. 设计任务书32. 传动方案的分析与拟定33. 电动机的选择与计算34. 传动比的分配与装置运动及动力参数的选择和计算45. 带传动的设计计算76. 斜齿轮的设计计算87. 轴的结构设计及校核计算128. 滚动轴承的选择及校核计算209. 键联接的选择与校核2510. 参考资料29 设 计 任 务 书一、 程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：运输机工作转矩T/(N

2、.m)1800运输机带速V/(m/s)1.2卷筒直径D/mm360工作条件：连续单向运转，工作时平稳，清洁：使用期限为20年，小批量生产，2班制工作（16小时/天）。运输速度允许误差为。 方案设计分析计算及说明结果3.电动机的选择与计算(1)总效率1*2*3*3*3*4*50.960.980.980.980.980.99 0.960.84；1为带的效率，2为齿轮的传动效率，3为一对轴承的效率，4为联轴器的效率，5为工作机的效率,(2)工作机工作功率Pw=Fv /1000=1300*1.55/1000=2.015(3)电动机工作功率电动机所需工作功率为：PdPw/2.015/0.842.4KW(

3、4)电动机的选择执行机构卷筒的转速为n60*1000v/D=60*1000*1.55/3.14/250=118.47r/min，经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i124，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i36，则总传动比合理范围为i624，电动机转速的可选范围为ninw（624）118.47710.8282843.28r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S6的三相异步电动机，额定功率为3kW，满载转速nm960r/min，同步转速1000r/min。4.传动装置的总传动比和传动比分配（1）总传动比由选定的电动机满载转速nm和

4、工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为inm / nw960/118.478.10（2）传动装置传动比分配ii1i2i3 式中i1为带传动，i2为齿轮的传动比, i3为联轴器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i12.0，则减速器传动比为i4i/i122.813/2.011.48。根据各原则，查图得高速级传动比为i23.8，则i3i4/i23.05.传动装置运动和动力参数的计算（1） 各轴转速nnm=1460r/minnn/ i1nm / i1 =1460/2730 r/minnn/i2 = nm/（i1i2）730/3.8=192.11 r/min nn/i3= nm/（i1

5、i2i3）64r/min =n （2）各轴输入功率PPd =13.54kwPP12Pd 12 13.540.960.9812.74 kWPP23 Pd 122312.740.980.9912.36 kW PP34 Pd 12233412.360.980.9911.99 kWPP45Pd 1223344511.990.980.9711.40 kW（） 各轴输入转矩轴 T9550 P/ n=955013.54/1460=88.57 Nm轴 T9550 P/ n=955012.74/730=166.67Nm轴 T9550 P/ n=955012.36/192.11=614.43Nm轴 T9550 P

6、/ n=955011.99/64=1789.13Nm轴 T9550 P/ n=955011.40/64=1701.10Nm因为(1800-1701.10)/1800120，包角合适。确定v带根数z因90mm，小带转速n=1460r/min，传动比i=3.0,查表得单根v带所能传递的功率Po=0.36kw，功率增量Po=0.03kw，包角修正系数K=0.95，带长修正系数KL=0.93，则由公式得z= Pca /( Po+Po)*K*KL=2.64/(0.36+0.03)*0.95*1.04=6.85故选7根带。确定带的初拉力单根普通带张紧后的初拉力为Fo=500Pca(2.5/K -1)/vz

7、+qv2 =500*2.64*(2.5/0.95 -1)/(20.25*7)+0.06*20.252=N计算作用在轴上的压轴力Fp=2Z* Fo*sin（1/2）=2*7*39.8* sin（160/2）=548.7N.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数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）按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）齿轮材料及热处理 大小齿轮材料为40Cr。经调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC， (3) 齿轮精度 运输机转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）（4）确定齿数z

8、 硬齿面，故取z125，z2i2z13.82595 传动比误差 iuz2/ z195/253.8, i=|(3.8-3.8)/3.8|=05% 允许按齿面接触强度设计 d1t 1) 确定公式内的各计算数值(1) 初选齿宽系数d ：因大、小齿轮均为硬齿面且按非对称布置，故宜选取稍小的齿宽系数，由(表10-7)查得d 0.8(2) 初选螺旋角初定螺旋角14(3) 由（图10-21e）查得Hlim1Hlim21100Mpa(4) 计算应力循环次数 N160* n*j*L h =60*730*1*(2*8*365*20)=N2N1/i=/3.8=由（图10-19）KHN10.90，KHN20.95(5

9、)计算接触疲劳许用应力（失效概率1，安全系数S=1）H 1KHN1Hlim1 / S0.9*1100=990 MpaH 2KHN2Hlim2 / S0.95*1100=1045 MpaH （H 2+H 2）/2（990+1045）/2=1017.5 Mpa2）计算（1）计算小齿轮分度圆直径d1t =47.58mm（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 =1.59 由(图10-28)查得螺旋角影响系数（5）计算当量齿数 查取齿形系数(表10-5)得 （6） 计算载荷系数K使用系数KA 工作机均匀平查得接触疲劳寿命系数稳，所以查表得KA1.00 动载荷系数KV

10、估计齿轮圆周速度v1.82m/s 查(图10-8)得KV1.08;由(表10-3)查得;从(表10-4)的硬齿面齿轮栏查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、时：考虑齿轮为7级精度，取，故载荷系数 另由（图10-13）查得（7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （8）计算模数mn 3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定计算参数（1）计算载荷系数 由（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；由（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 ，KFN2=0.88计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。设计计算： 对此计算结果，由

11、齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn2 mm，取分度圆直径d1=50.893mm 取z1=25，则，取z2=954几何尺寸计算1）计算中心距 将中心距圆整为124mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角因改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 4）计算齿轮宽度圆整后取B2=42mm B1=47mm（二）低速级齿轮传动的设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数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）按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）齿轮材料及热处理大小齿轮材料为40Cr。经

12、调质及表面淬火，齿面硬度为4855HRC，（3）齿轮精度运输机转速不高，故选用7级精度（GB10095-88）（4）确定齿数z硬齿面，故取z125，z2i2z13.0022575.05 则 z276传动比误差 iuz2/ z176/253.04, i=|(3.04-3.002)/3.002|=1.2%5%, 允许2按齿面接触疲劳强度设计1)确定公式内的各计算数值（1）初选齿宽系数d ：因大、小齿轮均为硬齿面且按非对称布置，故宜选取稍小的齿宽系数，由(表10-7)查得d 0.8（2） 初选螺旋角 初定螺旋角14（3）由（图10-21e）查得Hlim1Hlim21100Mpa(4)计算应力循环次数

13、 N360* n *j*L h =60*192.11*1*(2*8*365*20)= N4N3/i=/3.002= 由（图10-19）KHN30.95，KHN40.95（5）计算接触疲劳许用应力（失效概率1，安全系数S=1）H 3KHN3Hlim3/ S0.95*1100=1045 MpaH 4KHN4Hlim4/ S0.95*1100=1045 MpaH （H 3+H 4）/2（1045+1045）/2=1045 Mpa2）计算（1）计算小齿轮分度圆直径d2t = =74.84mm（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 =1.59由(图10-28)查得螺旋角

14、影响系数（5）计算当量齿数 查取齿形系数(表10-5)得 （6）载荷系数K使用系数KA 工作机均匀平查得接触疲劳寿命系数稳，所以查表得KA1.00动载荷系数KV 估计齿轮圆周速度v0.75m/s 查(图10-8)得KV1.03;由(表10-3)查得;从(表10-4)_的硬齿面齿轮栏 查得小齿轮相对支承非对称布置、6级精度、时 考虑齿轮为7级精度，取，故载荷系数另由（图10-13）查得（7）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（8）计算模数mn3按齿根弯曲疲劳强度设计 1）确定计算参数(1)计算载荷系数 由（图10-20d）查得齿轮的弯曲疲劳强度极限；由（图10-18）查得弯曲疲劳寿命系数KF

15、N3=0.88 ，KFN4=0.93计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值较大。 设计计算：对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn与由齿根弯劳强度计算的法面模数相差不大，取标准值mn3.5mm，取分度圆直径d1=80.05mm取z3=26，则，取z4=794几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为168mm按圆整后的中心距修正螺旋角因改变不多，故参数、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 计算齿轮宽度圆整后取B3=67mm B4=72mm0.869Pw=2.015 KWPd2.4KWY132L6型三相异步电动机i22.81

16、3i12.0i23.8i33.002i411.407n1460r/minn730 r/minn192.11 r/min n64r/min n64r/minP13.54kwP12.74 kWP12.36 kW P11.99 kWP11.40 kWT88.57 NmT166.67NmT614.43NmT1789.13NmT1701.10NmPca=2.64kwd d190mmd d2265mm20.25m/sLd1600mma=513.5mm1=1607根Fo=39.8NFp=548.7Nz125z295d 0.8Hlim1Hlim21100MPaH 1990 MpaH 21045 MpaH =1

17、017.5 Mpad1t=47.58mmv=1.82m/sb=38mmmnt=1.85mmKA1.00KV1.08KH=1.286KF=1.27K=1.958d1=50.893mmmn=1.975mmK=1.92mn=2mmZ1=25Z2=95a=124mm=143516”d1=51.66mmd2=196.33mmB1=47mmB2=42mm z125z276Hlim1Hlim21100MpaH 1045 Mpad2t=74.84mmv=0.75m/s KA1.00KV1.03KH=1.289KF=1.27K=1.958d3=80.051mmK=1.92mn3.5mmz3=26z4=79a=1

18、68mm=142142”d3=83.097mmd4=252.903mmB3=67mm B4=72mm第三节 轴承的选择及寿命计算一.具体二级齿轮减速器轴的方案设计I轴：1. 选择轴材料 45钢 调质217255HBS2. 初算轴径 取Ao=110 得dmin = 因轴上要开键槽，故将轴径增加4%5%,取轴径为30mm。3.选取30308圆锥滚子轴承II轴：1.选择轴材料 45钢 调质217255HBS2.初算轴径 取A=110 得dmin =44.08mm 因键槽影响，故将轴径增加4%5%,取轴径为46mm。3.选取30309圆锥滚子轴承III轴：1.选择轴材料 45钢 调质217255HBS

19、2.初算轴径 取A=110 得dmin =62.94mm 因键槽影响，故将轴径增加4%5%,取轴径为63mm。3.选取30314圆锥滚子轴承输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查（表14-1）得 KA=1.3， 则：III轴： Tca3=KAT3=1.31789.13=2325.87Nm，查（GB5014-85）,选取HL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为3150 Nm。半联轴器的孔径d1=70mm，半联轴器长度L=172mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=132mm二、 轴承的选择及寿命计算(a) 齿轮减

20、速器高速级受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 (b)齿轮减速器低速级受力分析 齿轮的圆周力 齿轮的径向力 齿轮的轴向力 (一)第一对轴承具体受力情况见图31（1）计算轴上的支反力 垂直面内：FVA1=87N , FVB1=2333N 水平面内：FHA1=3129N , FHB1=3324N（2）轴承的校核 初选轴承型号为30308 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 轴承A受的径向力3130N 轴承B受的径向力4061N附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A 921N，轴承B 1194N计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 2530N 1194N计算当

21、量载荷轴承A e=0.35, 2530/3130=0.8e, 则 6753N,轴承B e=0.35, 1194/4061=0.29e, 则 5955N,轴承寿命计算因PA1PB1，按轴承A计算122529hLh符合条件按弯扭合成应力校核轴的强度 符合条件 图31（二） 第二对轴承具体受力情况见图32（1）计算轴上的支反力 垂直面内：FVA2=3417N , FVB2=9743N 水平面内：FHA2=4097N , FHB2=3209N（2）轴承的校核 初选轴承型号为30309 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 轴承A受的径向力5335N 轴承B受的径向力10258N附加轴向力查表得3000型轴承附

22、加轴向力则 轴承A 1569N，轴承B 3017N计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 3017N， 3519N，计算当量载荷轴承A e=0.35, 3017/3519=0.86e, 则 6758N,轴承B e=0.35, 3519/10258=0.34e, 则 9030N,轴承寿命计算因PA2PB2，按轴承A计算332696hLh符合条件按弯扭合成应力校核轴的强度 符合条件图32图32（三）第三对轴承具体受力情况见图33（1）计算轴上的支反力 垂直面内：FVA3=8473N , FVB3=12734N 水平面内：FHA3=7453N , FHB3=22635N（2）轴承的

23、校核 初选轴承型号为30314 轻微冲击，查表得冲击载荷系数 轴承A受的径向力11284N 轴承B受的径向力25971N附加轴向力查表得3000型轴承附加轴向力则 轴承A 3319N，轴承B 7639N计算轴承所受轴向载荷由于，即B轴承放松，A轴承压紧由此得 6963N 7639N计算当量载荷轴承A e=0.35, 6963/11284=0.62e, 则 17114N,轴承B e=0.35, 7639/25971=0.29e, 则 25300N,轴承寿命计算因PA3Lh符合条件按弯扭合成应力校核轴的强度 符合条件图33图331. 最终实际传动比 iV带高速级齿轮低速级齿轮2.03.83.002

24、2. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min) 730 192.11 643. 各轴输入功率 P（kW）（kW）（kW） 12.74 12.36 11.993. 各轴输入转矩 T(Nm)(Nm)(Nm) 166.67 614.43 1789.135. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z112224533160066高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a(mm)124168法面摸数 (mm)23.5螺旋角（） 143516” 142142”旋向小齿轮左右大齿轮右左齿数Z小2525 Z大 95 76分度圆直径d小（mm） 52 83d大(mm) 196 253齿顶圆直径（mm） 56 90(mm)200 260齿根圆直径(mm)47 74(mm) 191 245齿宽B1（mm） 47 67B2（mm） 42 72齿轮等级精度 7 7材料及热处理40Cr，调质淬火，齿面硬度4555HRC40Cr，调质后淬火，齿面硬度4555HRC