机械设计课程设计指导书1

机械课程设计说明书机械课程设计说明书——单级直齿圆柱齿轮减速器设计设计题目单级直齿圆柱齿轮减速器设计学院土木工程学院专业班级建筑环境与设备工程0703班设计人罗佳海学号20070120315指导教师完成日期2009年9月5日目录一、前言…………….…………………………………………2二、设计任务…………….……………………………………2三、计算过程及计算说明…………………………………….3（一）电动机选择…………………………………………….3（二）计算总传动比及分配各级的传动比………………….4(三)运动参数及动力参数计算…………………………….4(四）传动零件的设计计算…………………………………...5（五）轴的设计计算及轴承的选择计算……………………...9(六)键联接的选择及校核计算…………………………………….13四、减速器的润滑与密封……………………………………………..14五减速器箱体及其附件………………………………………………..15六、设计小结……………………………………………………17七、参考资料……………………………………………………19一、前言（一)设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动，传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。二、设计任务设计一台用带式运输的直齿圆柱齿轮减速器运输机运送沙子单向连续运转载荷，有轻微冲击，环境有轻度粉尘，使用期限八年，两班制工作（每班8小时，每年按300天计算）。原始数据：运输带工作拉力F=1800N；带速V=1m/s；滚筒直径D=200mm，带速允许误差＜5%。-具体要求：1、电动机类型确定2、单机减速器的齿轮、轴、轴承、箱体等的设计及强度计算3、A1装配图一张4、编写一份设计说明书三、计算过程及计算说明（一）电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择（1）传动装置的总功率：η总=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.86(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1800×1/1000×0.86=2.09KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1/π×200=95.49r/min按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I‘1=3～6。取V带传动比I’2=2～4，则总传动比理时范围为I‘a=6～24。故电动机转速的可选范围为n’d=I‘a×n筒=573～2291r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min等。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，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，可见第2方案比较适合，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Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，质量45kg（二）计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i总=n电动/n筒=940/95.49=10i2=i/2.5=4(三)、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）V带高速轴nI=n电机=940r/min减速器高速轴nII=nI/iV带=940/2.5=376(r/min)减速器低速轴nIII=nII/i减速器=376/4=94(r/min)2、计算各轴的输入功率（KW）V带低速轴PI=P工作=2.2KW减速器高速轴PII=PI×η带=2.2×0.96=2.11KW减速器低速轴PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.03KW3、计算各轴扭矩（N•m）电动机输出轴TI=9550×PI/nI=9550×202/940=22.35N•m减速器高速轴TII=9550×PII/nII=9550×2.11/376=53.59N•m减速器低速轴TIII=9550×PIII/nIII=9550×2.03/94=206.23N•m(四）传动零件的设计计算1、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级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40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS，取260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P74表6-5选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×24=96齿数比：u=i0=4由课本取φd=0.75(3)转矩T1T1=22350N•mm(4)载荷系数k由课本取k=1.2(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：σHlimZ1=710MpaσHlimZ2=620Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=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SH=1.0[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=710×0.92/1.0Mpa=653.2Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=620×0.98/1.0Mpa=607.6Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1.2×22350×(6+1)/0.75×4×607]1/3mm=46.21mm模数：m=d1/Z1=46.21/24=1.93mm根据课本取标准模数：m=2mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本式σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×24mm=48mmd2=mZ2=2×96mm=192mm齿宽：b=φdd1=0.75×48mm=36mm取b=40mmb1=45mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本图查得：σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20)×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa[σF]1σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120)×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2/2(24+96)=100mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×48×940/60×1000=2.36m/s（五）轴的设计计算及轴承的选择计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用40Cr调质，硬度217~255HBS根据课本，取c=110d≥110(2.11/382.1)1/3mm=19.44mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%)mm=20.69∴选d=25mm2、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，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=25mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm∴d2=31mm初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为16mm.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20mm，通过密封盖轴段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矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm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.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=48mm②求转矩：已知T2=52780N•mm③求圆周力：Ft根据课本式得Ft=2T2/d2=52780/48=1099.583N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1099.58×tan200=400.21N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×353=14.5MPa[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）根据课本取c=115d≥c(P3/n3)1/3=33.41mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=192mm②求转矩：已知T3=20300N•mm③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=49mm(六)键联接的选择及校核计算轴径d1=25mm,L1=5