二级圆柱直齿轮减速器设计说明书

机械设计课程设计机械设计课程设计设计题目二级圆柱直齿轮减速器学院（部）机电工程学院专业班级机械091学生姓名学号指导教师（签字）2013年05月16日1目录第一章机械设计课程设计的目的第二章设计条件及要求第三章确定额定功率，选择电动机第四章V带和带轮的设计第五章齿轮的设计第六章轴的设计第七章键的选择与校核第八章轴承的选择与校核第九章箱体及其附件设计第十章总结第十一章参考文献2第一章机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：（1）通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其他有关选修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固，深化和扩展。（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件，机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。（3）进行机械设计的基本技能的训练，如计算，绘图，熟悉和运用设计资料（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。3第二章设计条件及要求设计条件：输送带工作拉力：F=2400N；输送带速度：V=0.75m/s；毂轮直径：mmD330；传送带主动轴所需扭矩：670N.m工作环境：清洁；载荷性质：有轻震；工作时间：日/16h；工作寿命：8年设计要求：用于带式运输机上的二级展开式圆柱直齿轮减速器，运输机连续单向运动。载荷不大，用于中小批量生产，限用期八年，按每天工作16个小时两班制计算。用于多尘环境下。零号装配图纸一张，三号零件图一张，电子版说明书一份。4第三章确定额定功率，选择电动机一．已知所需有效弯矩T=670毂轮直径D=330mm带速v=0.75m/s工作机毂轮转速n毂=Dv/100060=43.4r/min由P=FV得P=TV/21000D=7000.63/10000.33=3.05KW1=0.99联轴器效率2=0.98每对轴承连接效率3=0.97闭式圆柱齿轮的传动效率4=0.96带传动效率=142324=0.85电动机功率为Po=P/=3.05/0.85=1.69Kw额定功率P额=（1~1.3）Po则取P额=4kW由指导书查表得闭式圆柱齿轮传动比为3--6V型带传动比为2--4由i总=i带i齿则18i总144由n电=n毂i总则781.2n电6249.6r/min初选电动机转速为1440r/min查表得选定Y112M——4型电动机其额定功率为4KW5二，确定传动装置的传动比并分配给部件传动比电机传动功率主轴转速工作情况系数4kw1440r/min1.2总传动比i总=n电/n毂=1440/43.7=33.18暂定i带=3.4减速器齿轮的总传动比i∑=i总／i带=9.7589高速级、高速级分别为i1、i2对于二级圆柱齿轮减速器可取i1=i5.1~3..1）（由此可取得i1=3.50，i2=2.79三．计算传动装置的运动和运动参数1.计算各轴转速：Ⅰ轴n1=n电/i带=1440/3.4=423.53r/minⅡ轴n2=n电/i带i齿1=1440/3.43.5=121.01r/minⅢ轴n3=n电/i带i齿1i齿2=1420/33.18=44.4r/min2.计算各轴输入功率：Ⅰ轴P1=P电42=40.980.96=3.76KWⅡ轴P2=P123=3.760.980.97=3.58KWⅢ轴P3=P223=3.580.980.97=3.40KW3.计算各轴扭矩：Ⅰ轴T1=9550P1/n1=95503.76/423.53=84.85N.m6Ⅱ轴T2=9550P2/n2=95503.58/121.01=282.32N.mⅢ轴T3=9550P3/n3=95503.40/44.4=748.27N.m7第四章V带和带轮的设计已知条件：电机传动功率主轴转速工作情况系数4KW1440r/min1.21.计算功率Pca为：Pca=KAP=41.2=4.8KW2.经查表选取A带令dd1=118mm3.由v1=dd1n电/60000得v1=dd1n1/60000=3.141181440/60000=8.9m/s带速在5——25m/s范围内，合格！由dd1=i带dd2得i带=3.4，dd1=i带dd2=401.2mm经查表得dd2=400mm4.初步选取中心距：由0.7（dd1+dd2)a02（dd1+dd2)得362.6mma01036mm令a0取800mm计算带长：Ld0=2a0+（dd1+dd2)/2+（dd1-dd2)2/4a0=1600+813.67+24.852439mm经查表得Ld=2500mmkL=1.09确定中心距：8a=a0+(Ld-Ld0)/2=800+30.5=830mm则中心变动范围：amin=a-0.015Ld=792.5.5mmamax=a+0.03Ld=905mm5.计算包角：包角1180-57.3（dd2-dd1)/a=160.53190则合格6.经查表的Ka=0.95P=0.17，则传送带数Z为:由z=Pca/Pr=KrP/kakL(P0+P)=1.24/(1.92+0.17)0.950.962.21取Z=37.初拉力(F0)min=500Pca(2.5-Ka)/Kazv+qv2经查表得q=0.1则(F0)min=5004.8（2.5-0.95）/0.9538.9+0.18.92=154.6N应使带的实际初拉力F0〉（F0)min8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2Z（F0)minsin1/2=2×3×154.6×sin160.53／2=914.3N9.带轮的设计（略）9第七章齿轮的设计一．齿轮Z1，Z2强度校核1.选定齿轮类型。精度等级。材料级齿数1）根据传动方案。选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度3）材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS4）选小齿轮的Z1=24大齿轮齿数Z2=3.50×24=842.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算3][23131132.2HZEuudTtd(1)硬性公式内各计算的值1）试选载荷kt=1.32)计算小齿轮传递转矩mmNPT8485053.42310009549113）由表10-7选取齿宽系数Φd=14）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8M·Pa1/25）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPaH6001lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5502lim6）由应力循环次公式1091110187.1836582153.4236060jlhnN9121034.050.3NN7）由图10-19取接触疲劳寿命90.01HNK95.02HNK8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念1%，安全系数S=1MPasKHNH540160090.01lim11MPasKHNH5.52255095.02lim22（2）计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中比较小的值mmZEuuTKdHdtt594.615.5228.1895.35.4110485.83.132.2132.232432112）计算圆周速度VsmndVt/366.110006053.423594.6114.3100060113）计算齿宽bmmddbt594.61594.61114）计算齿宽与齿高之比hb模数566.224594.6111zdmtt齿高mmmht77.5566.225.2258.267.1077.5594.61hb5）计算载荷系数根据smV/366.17级精度，由图10-8查得动载荷系数1108.1vk直齿轮1FHkk由表10-2查得实用示数1Ak由表10-4用插值法查7级精度小齿轮相对支承非对称布置时421.1HBk由67.10hb，421.1HBk查图10-13得35.1FBk载荷系数：535.1421.1108.11HBHVAkkkkk6）按实际的载荷示数校正算得的分度圆直径097.653.1535.1594.613311ktkddt7）计算模数71.224097.6511zdm3.按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为31122FSaFaYYdZkTm（1）确定公式内各计算数值1）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲强度极限MPaFE38022）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数88.085.021FNFNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全洗漱S=1.4MPaSKFEFNF57.30311112MPaSKFEFNF86.2382224）计算载荷系数458.135.1108.11FFVAKKKKK5)查取齿形系数由表10-5查得65.21FaY216.22FaY6）查取应力校正系数由表10-5查得58.11SaY774.12SaY7）计算大、小齿轮的FSaFaYY并加以比较01379.057.30358.165.2111FSaFaYY01648.086.238776.1216.2222FsaFaYY大齿轮的数值大（2）设计计算mmm92.101648.024184850458.1232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载的能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.43，并近圆整为标准值m=2.5mm。按接触强度算得的分度圆直径mmd097.651，算出小齿轮齿数2603.265.2097.6511mdZ大齿轮齿数912650.32Z134.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mm655.22611mZdmm2275.29122mZd（2）计算中心距mm146222765221dda（3）计算齿轮宽度mmBBmmdbd70,mm6565651121取二．齿轮Z3，Z4强度校核材料选择选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度相差40HBS选小齿轮的Z,3=28，大齿轮齿数Z4=2.79×28=78.12，z4=781.按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算3][23133132.2HZEuudTtd（1）确定公式内各计算的值1）试选载荷kt=1.32)计算小齿轮传递转矩mmNPT28232001.12110009549223）由表10-7选取齿宽系数Φd=14）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8M·Pa1/25）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPaH6003lim；大齿轮的接触疲劳强度极限MPaH5504lim146）由应力循环次公式9231034.0836582101.1216060jlhnN93410121.079.2NN7）由图10-19取接触疲劳寿命95.03HNK98.04HNK8）计算接触疲劳许用应力，取失效概念1%，安全系数S=1MPasKHNH570160095.03lim33MPasKHNH53955098.04lim44