机械设计课程设计计算说明书.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目： 两级圆柱齿轮减速器 学 校 ： 学 院 ： 机械工程学院 专 业 ： 机械设计制造及其自动化 班 级 ： 设计者 ： 学 号 ： 指导老师： 2012年12月18日目录设计任务书3传动方案的拟定及说明3电动机选择，传动系统运动学和动力学计算5齿轮设计计算8轴的设计计算及校核16键联接的选择和校核27轴承寿命校核29联轴器的选择和校核39箱体的设计39润滑和密封的选择，润滑剂的牌号及装油量计算41设计小结41参考资料43设计任务书1. 原始条件和数据：铸工车间碾砂机。单班工作，每班工作8小时。连续单向运转，载荷平稳，空载启动，室外工作，有粉尘；工作期限寿命1

2、0年（每年工作300天）。立轴的速度允许误差为5%。开式锥齿轮的传动比i锥=4，小批生产。其载荷变化图如下：2. 立轴工作所需转矩：950Nm，立轴转速：36r/min3. 方案4.传动方案的拟定和说明 由题目所知传动机构类型为：两级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：共三根轴，每根轴直径依次增大，利用圆柱齿轮进行传动，载荷变动很小。设计内容计算及说明结果1.电机类型2.确定电动机容量1传动装置总传动比2分配各级传动比1. 各轴转速2.各轴输入功率、3各轴转矩4.数据列表1选定齿轮类型，精度等级，材料2选齿轮齿数及螺旋角角3.按齿面接触强度设计4.确定公式内各计

3、算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9几何尺寸计算1选定齿轮类型，精度等级，材料2选齿轮螺旋角及齿数3.按齿面接触强度设计4.确定公式内各计算数值5.设计计算6按齿根弯曲强度设计7.确定公式内的各计算数值8.设计计算9几何尺寸计算10齿轮数据列表1求输出轴的输出功率、转速和转矩2求作用在齿轮上的力3.初步确定轴的最小直径5选联轴器，并确定轴的最小直径6轴的结构设计5轴上的载荷计算6按弯扭合成校核轴的强度1求轴的输出功率、转速和转矩2求作用在齿轮上的力3初步确定轴的最小直径4选联轴器，并确定轴的最小直径5轴的结构设计6轴的强度校核对轴I进行校核对轴II进行

4、校核1键的类型及材料选择2键的尺寸选择及校核1.确定各计算数值（二） 电动机的选择图1 轴与齿轮的编号选用Y系笼型三相异步交流电动机（IP44）（1）立轴输出功率（2）电动机输出功率传动装置的总效率=0.79104圆柱齿轮传动0.97 开式圆锥齿轮传动0.93 滚动轴承0.98 弹性联轴器0.99各轴间传递效率：=0.99 =0.9506=0.9506 =0.9702=0.9114电动机输出功率（3）电动机额定功率选择查机械设计手册，选（4）.确定电动机转速查课程设计手册表2-1得两级圆柱齿轮传动比范围为i=936电机的转速范围=i*=12965184可选同步转速为1500或1000的电机，现

5、就两种电机方案进行比较，列表如下：表1方案电动机型号额定功率kw电机转速电动机质量传动装置传动比同步满载总1Y132S1-25.5300029006480.56420.142Y132S-45.5150014406840410由表中的数据可知两个方案均可行，但方案2动比比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案2。选用同步转速1500r/min的Y系列电动机Y132S-4,其满载转速=1440二 、计算传动装置总传动比和分配各级传动比高速级传动比，低速级传动比 通常取=（1.11.5）开式圆锥齿轮=4 减速器传动比=10取高速级传动比 实际转速为：立轴的速度误差： 因此，数据选择合理。三 、计算

6、传动装置的运动参数电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，输出轴为IV轴，V轴为立轴，各轴转速为：按电动机额定功率计算各轴输入功率即0轴：I轴：II轴：III轴：IV轴：V轴：表2项目电动机轴0高速轴I中间轴II低速轴III外置轴IV主轴V转速1440144043214414436功率kw5.55.455.184.924.774.35转矩Nm36.4836.11114.51326.29316.341153.96传动比13.3314效率0.990.95060.95060.97020.9114四、齿轮设计（一）高速级齿轮传动设计计算两级圆柱齿轮传动。选定斜齿圆柱齿。1

7、）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS. 大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级选小齿轮齿数选小齿轮齿数，大齿轮齿数取=83初选齿轮螺旋角=14 由设计计算公式进行试算，即1) 试取载荷系数为Kt=1.62) 由机械设计 图10-30取区域系数=2.4333) 由表10-7取齿宽系数=1.4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.5) 由图10-26查得：，因此6) ,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.

8、大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.7) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式 则许用接触应力1) 计算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 mm 2) 计算圆周速度V 3) 齿宽b及模数4) 计算纵向重合度 5) 计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=3.12m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.46) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径。 7) 计算模数m 由式（10-17）1)计算载荷系数2) 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3

9、) 计算当量齿数 4) 由表10-5查得齿形系数 5) 应力校正系数 6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得9）计算由式（105）得弯曲强度的设计公式为 综合考虑，取m=1.5,按接触疲劳强度算得分度圆直径， 取为34（1）计算几何中心距圆整后取中心距a114mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径取d1=53mm,d2=176mm（4）计算齿轮宽度 （二）低速级齿轮传动设计计算1) 1与高速级相同，低速级亦

10、选斜齿圆柱齿轮，2) 7级精度3) 由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.大齿轮材料为45钢(调质处理)硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.初选取螺旋角=14选择小齿轮齿数为=20，则大齿轮的齿数= 1）确定式中各值1) 试取载荷系数为Kt=1.32) 由机械设计 图10-30取区域系数=2.4333) 由表10-7取齿宽系数=1.4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.5) 由图10-26查得：，因此6) ,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.7) 应

11、力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式 则许用接触应力2）计算(1)小齿轮分度圆直径.mm (2)计算圆周速度(3)齿宽b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=1.29m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得=1.2(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径(7)计算模数m由式（10-17）1)计算载荷系数2) 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3) 计算当量齿数 4) 由表10-5查得齿形系数 5) 应力校正系数: 6）

12、由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命取8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得9）计算 综合考虑取m=2 mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数 取为31（1）计算几何中心距圆整后取中心距a128mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 齿轮项目齿轮1齿轮2齿轮3齿轮4齿数341133193模数(mm)1.5 2螺旋角()14.74 14.36分度圆直径（mm）5317664192齿宽(mm)60557065五、轴的设计计

13、算及校核（一）输出轴（轴III）的设计计算及校核由前面的表2知： 低速级大齿轮分度圆直径=293=196mm先按式（152）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表153，取于是可得 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算转矩 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500。半联轴器孔径d=40mm,故取=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm。1)

14、 拟定轴上零件的装配方案 图4 轴的结构与装配示意图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径=47mm;右端用轴端挡圈固定，按轴径取挡圈直径D=50mm。半联轴器与轴配合的孔长度=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取=82mm。b) 初步选择滚动轴承。因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单列深沟球轴承。参照工作要求并根据=47mm,由机械设计手册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210，其尺寸为，因箱体制造误差，在安装滚动轴承时，因距箱体内

15、壁一段距离s，取s=13mm。故=50mm；而=B+s=（20+13）mm=33mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定位轴肩直径为=58mm，即=58mm。c) 取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径=54mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为B4=90mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮縠宽度，故取=86mm。齿轮的左端采取轴肩定位。轴肩高度h0.07d,故取h=8mm，则轴环处的直径=70mm。轴环宽度b1.4h，取。d) 轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要

16、求，取端盖外端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取。e) 考虑到齿轮2的宽度，齿轮2在齿轮4的右侧，取两者的距离c=16mm;同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=10mm。考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离s，取s=13mm。已知滚动轴承宽度B=20mm，则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 图5 轴各段尺寸3) 轴上零件的定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表61查的平键截面bh=16mm10mm，键槽用键槽铣刀加工，长L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选

17、用平键bhL=12mm8 mm70 mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。4) 确定轴上圆角和倒角的尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1.645，各轴肩出的圆角半径见图4 根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。由手册中查的6210型深沟球轴承支承点位置为轴承滚子中心连线。因此，作为简支梁的轴的支承跨度，。从扭矩图、弯矩图可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表4 轴III载荷图6 轴III载荷分析图由受力分析，只校核危险截面C的强度即可。

18、根据式15-5及表4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =15.19Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。（二）中间轴（轴II）及输入轴（轴I）的设计计算及校核 由表2知，轴I： 轴II： 轴I上，作用在齿轮1上的力： 轴II上，作用在齿轮2上的力： 作用在齿轮3上的力：选取轴I、轴II的材料为45钢，调质处理。根据表153，取于是可得 轴I的最小直径显然是安装联轴器处的直径。为了使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。联轴器的计算转矩。查表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.2，则联轴器的计算

19、转矩按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，同时根据电动机的轴径d=38mm，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500故选取轴I的最小直径=35mm。轴II的最小直径=40mm1) 拟定轴上零件的装配方案a）轴I结构及装配图b）轴II结构及装配图图6轴I、轴II结构及安装图2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a) 根据轴I、轴II的结构及安装图（图6）及其受力情况，选取轴I的轴承为61908深沟球轴承，轴II的轴承为6210深沟球轴承。故轴I的直径： =35mm，=38mm，=54mm，=40mm， =46mm。 故轴II的直径：=40mm，=52mm，=54mm，=7

20、0mm。b) 轴II的长度设计计算由轴II结构及装配图（图6-b），取=20+13=33mm。齿轮3轮毂长度=95mm，故取=95mm。齿轮3与齿轮4啮合，故两齿轮中心线重合，齿轮3中心线到减速器箱体内壁距离L=55mm，=7mm。取轴肩。齿轮2轮毂长度，故取=60mm。齿轮2端面到减速箱内壁距离c=10mm，故=。 c) 轴I的长度设计计算=57mm。由轴I的结构与装配图（图6-a），选取，=B+s=20+13=33mm。齿轮轮毂长度=70mm，故取=70mm.齿轮1与齿轮2啮合，即齿轮1的中心线与齿轮2的中心线重合。齿轮2的中心线到箱体内壁的距离l=42.5mm。故取=7.5mm。减速器内

21、壁距离L=191mm，故。至此，已初步确定了轴I、轴II的各段直径和长度。绘制其载荷分布图如下：图7 轴I载荷分布图求出轴I所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表5 轴I载荷 按弯扭合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面A的强度即可。根据式15-5及表5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =3.94Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。绘制其载荷分布图如下：图8 轴II载荷分布图求出轴II所受载荷，并列表如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表6 轴II载荷按弯扭

22、合成校核轴的强度 由受力分析，只校核危险截面D的强度即可。根据式15-5及表6中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =11.16Mpa因已选定轴的材料为45钢，调质处理。查表15-1得。因此 ，故安全。六、键连接的选择及校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键。键的材料均选用钢。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2 =100120MPa，取中间值=110MPa。据式6-1，校核各处键连接。其中k=0.5h,h为建的高度。圆头平键l=L-b，L为键的公称长度，b为键的宽度。1) 轴I，安装联轴器处：根据d=35mm, 及此轴段长度

23、，查机械设计书表6-1，选键：bhL=10mm8mm50mm 此键连接处承受扭矩为T=2) 轴II，安装齿轮2处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=16mm10mm50mm 此键连接处承受扭矩为T=3) 轴III，安装齿轮4处：根据d=54mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=16mm10mm80mm 此键连接处承受扭矩为T=4) 轴III，安装联轴器处：根据d=40mm,及此轴段长度，查机械设计书表6-1，选键：bhL=12mm8mm70mm 此键连接处承受扭矩为T=由以上校核知，各键连接处均安全。齿轮1、齿轮3与轴焊接。而安装齿轮2、齿轮

24、4处轴径相同，均为d=54mm，查机械设计书表6-1，选用截面bh=16mm10mm的平键，并根据安装齿轮处轮毂宽度，对应于安装齿轮2、齿轮4处，键长分别选=50mm，=80mm。安装联轴器处，轴I上d=35mm选用bhL=10mm8mm 50mm平键；轴III上d=40mm，选用bhL=12mm8mm80mm平键。键，轴和轮縠的材料都是钢，由机械设计书表6-2查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以 合适。七、轴承寿命校核由机械设计书式13-5知，轴承的寿命计算公式为对于球轴承=3。又查手册知，6210型深沟球轴承基本额定动载=, 61908型深沟球轴承基本额

25、定动载=。 由表4、表5、表6知： 轴I右端轴承受载较大：轴II左端轴承受载较大：轴III左端轴承受载较大：=3.58KW=0.79104=1440i=40=1440r/min=432r/min=144r/min2.轴承的校核3.轴的校核。4.轴的校核1.已知轴的弯矩和扭矩，可针对某些危险截面（即弯矩和扭矩）而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。2.通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取；若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。 对于直径为d的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力,J将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为 选用安全。 如图附页C所示：2. 求两轴的计算轴向力和 对于30205型轴承，由表8-145，轴承派生轴向力 假设 因为 所以轴承1被放松，轴承2被压紧 所以 4.求轴承当量载荷和 对轴承1， 对轴承2， 因轴承运转中有中等冲击载荷，按表13-6，取 4.验算轴承寿命因,所以按轴承1的受力大小来验算 弯矩，扭矩图如图附页A所示：选用45 如图附页B所示：合格