机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书、零件图和装配图

目录一、传动方案拟定……………………………………………………3二、电动机的选择……………………………………………………4三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………………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、参考文献…………………………………………………………25十、总结………………………………………………………………25机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器（1）工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：运输带传递的有效圆周力F=1175N，运输带速度V=1.65m/s，滚筒的计算直径D=260mm，工作时间8年，每年按300天计，2班工作（每班8小时）二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机F=1175NV=1.65m/sD=260mm1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带2145632、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.95×0.9923×0.97×0.99×0.96=0.8549(2)电动机所需的工作功率：P工作=FV/（1000η总）=1175×1.65/(1000×0.960)=2.023、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=3000.7601000π=44.59r/min按手册P725表14-34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’a=8~40。取V带传动比i’1=2~4，则总传动比理时范围为i’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=i’a×n筒=（6~20）×47.75=286.5~955r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表14-5查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动η总=0.8549P工作=2.02n筒=44.59r/min机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1500r/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，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机。其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/44.59＝31.852、分配各级传动比（1）据手册P725表14-34，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~5合理）（2）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=17.05/3.0＝10.61四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n＝0/inm＝1420/3.0＝473.33r/minⅡn＝1/　Ⅰin＝473.33/3.71＝127.58r/minⅢn＝Ⅱn/2i＝127.58/2.86=44.60r/min2、计算各轴的功率（KW）ⅠP＝dp×1＝2.70×0.96＝2.592kWⅡP＝Ⅰp×η2×3＝2.592×0.98×0.95＝2.413kWn=1550r/min电动机型号：Y100L2-4i总=31.85i齿轮=3i带=10.61nI=n电机=473r/minnII=127.58r/minnIII=44.60r/minPI=P工作=2.592KWPII=2.413KWPIII=2.247KWⅢP＝ⅡP×η2×3＝2.413×0.98×0.95＝2.247kW3、计算各轴扭矩（N·mm）电动机轴的输出转矩dT=9550mdnP=9550×2.7/1420=18.16N·m所以:ⅠT＝dT×0i×1=18.16×3.0×0.96=52.30N·mⅡT＝ⅠT×1i×1×2=52.30×3.71×0.96×0.98=182.55N·mⅢT＝ⅡT×2i×2×3=182.55×2.86×0.98×0.95=486.07N·m输出转矩：ⅠT＝ⅠT×0.98=52.30×0.98=51.25N·mⅡT＝ⅡT×0.98=182.55×0.98=178.90N·mⅢT＝ⅢT×0.98=486.07×0.98=473.35N·m五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）、选择普通V带截型由课本P218表13-8得：kA=1.1PC=KAP=1.1×2.7=2.97KW由课本P219图13-15得：选用z型V带（2）、确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计课程设计P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为75~140mm则取dd1=140mmdmin=90mm2Di113900.98264.6mmDTI=51.25N·mTII=178.90N·mTIII=473.35N·mkA=1.2PC=6.6KW选用z型V带dd1=90mmdd2=264.6mm取dd2=265mm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，带速合适。(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)2/4a0=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：n2’=482.26/min带速V=6.69m/sa0=532.5mm取a0=535mmL0=1622.4mma≈a0+（Ld-L0）/2=532.5+（1800-1622.4）/2=621mm(4)验算小带轮包角0000002112659018057.318057.3163.85120621DDa（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)KαKL002.976.9470.350.031.180.954cLaPZPPKK取7根取Ld=1800mma=621mmα1=163.8501200（适用）P0=1.41KW△P0=0.09KWKα=0.98KL=1.11Z=6.94(6)计算轴上压力由《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：2022.550012.972.550010.066.6954.176.690.954CaPFqvZVKN则作用在轴承的压力FQ，由《机械设计基础》P221式（13-18）010163.852sin2754.1sin749.922QFZFNNV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1Z=24大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=1i×Z1=3.71×24=89.04取Z2=90②齿轮精度取7根F0=54.1NFQ=749.9NσHlim1=700Mpa按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。２．初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2131)][(12HEHdttZZuuTKd确定各参数的值:①试选tK=1.6查课本选取区域系数ZH=2.433由课本78.0182.02则6.182.078.0②由课本公式计算应力值环数N1=60n1jhL=60×473.33×1×（2×8×300×8）=1.09×109hN2==4.45×108h#(3.25为齿数比,即3.25=12ZZ)③查课本图得：K1=0.93K2=0.96④齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得:[H]1=SKHHN1lim1=0.93×550=511.5MPa[H]2=SKHHN2lim2=0.96×450=432MPa许用接触应力MPaHHH75.4712/)4325.511(2/)][]([][21⑤查课本由表得：EZ=189.8MPa由表得:d=1T=95.5×105×11/nP=95.5×105×σHlim2=610MpaσFlim1=600MpaσFlim2=460Mpa[σH]1=700.0Mpa[σH]2=610MpaSF=1.25[σF]1=500Mpa[σF]2=380MpaT1=140013N·mm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dt12131)][(12HEHdttZZuuTKd=mm84.53)75.4718.189433.2(71.371.46.111040.66.12243②计算圆周速度10006011　ndtsm/33.110006033.47384.5314.3③计算齿宽b和模数ntm计算齿宽bb=tdd1=53.84mm计算摸数mn初选螺旋角=14ntm=mmZdt18.22414cos84.53cos11④计算齿宽与高之比hb齿高h=2.25ntm=2.25×2.00=4.50mmhb=5.484.53=11.96⑤计算纵向重合度=0.3181d14tan241318.0tan=1.903⑥计算载荷系数K使用系数AK=1根据smv/62.1,7级精度,查课本由192P表10-8得动载系数KV=1.07,查课本由194P表10-4得KH的计算公式:KH=)6.01(18.012.12d2d+0.23×103×bZ1=28Z2=104i0=135/27=3.25u=i0=3.25φd=1.0k=1.98ZE=189.8ZH=2.5d1=52.69mm=1.12+0.18(1+0.61)×1+0.23×103×53.84=1.54查课本由195P表10-13得:KF=1.35查课本由193P表10-3得:KH=FK=1.2故载荷系数:K＝KKKHKH=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=dt1tKK/3=53.84×6.198.13=57.08mm⑧计算模数nmnm=mmZd34.22414cos08.57cos114.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm≥)][(cos212213FSFadYYZYKT⑴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因为是硬齿面，故取z＝24，z＝iz＝3.71×24