機械設計基礎課程設計計算說明書

1、機械設計基礎課程設計計算說明書設計課題：二級圓柱齒輪減速器成都理工大學工程技術學院自動化系 機械工程及自動化專業(yè)2009級 機電1班設計者： 孫皓指導老師：董仲良 謝欣然2011年11月29日 目錄設計任務書1.傳動裝置總圖2.設計要求3.已知條件一、 原動機的選擇二、 分配傳動比三、 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算四、 傳動零件的設計計算五、 軸的結構設計及強度計算六、 軸承壽命校核計算七、 平鍵的強度校核八、 減速器箱體的設計九、減速器潤滑方式、密封形式十、結尾語參考資料設 計 任 務 書1. 傳動裝置總圖 2.設計要求：1） 選擇電動機類型和規(guī)格；2） 設計減速器和展開式齒輪傳動；3） 選

2、擇聯(lián)軸類型和型號；4） 繪制減速器裝配圖和零件圖；5） 編寫設計說明書。3.已知條件設計一卷揚機的減速器，卷揚機起吊的重物為W=15KN,起吊為勻速提升，起提升速 為V=0.65m/s;卷筒直徑¢400mm。設卷筒效率總=0.81。.所設計的減速器應為二級減速器(電動機與減速器輸入軸選用彈性聯(lián)軸器直聯(lián))。一、電動機的選擇：1）輸送機主軸效率功率：PW=Fv=Wv=15000×0.65=9750W2） 輸送機主軸轉速：nw=60×1000×VD=60×1000×0.65400×=31.05rmin3） 電動機輸出功率：由于減速

3、器的總效率為總=0.81P0=Pw/=97500.81=12.03kw選擇電動機的額定功率Pm=（11.3）P0 查表選取Pm=13kw4) 電動機的轉速： 齒輪傳動比i2=840。則總傳動比為i總=840故電動機轉速的可選范圍nm =i總×nW =840×31.05rmin=248.41242rmin5）電動機類型的選擇按已知的工作要求和條件，選用YZR型繞線轉子三相異步電動機。符合這一范圍的異步轉速有963 rmin，再根據(jù)計算出的容量，由參考文獻【1】查得YZR180L-6符合條件二、分配傳動比：1. 估算傳動裝置的總傳動比：i總=nm/nW=963/31.05=31

4、2. 根據(jù)公式：試分配傳動比： -第一級齒輪傳動i1=1.4i2=6.6第二級齒輪傳動：i2=4.7三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算： 1.電動機軸的計算n0=nm=963rmin P0= Pd =13kw T09550×P0n09550×13963=129N.m2.軸的計算(減速器高速軸)n1=n0=963rminP1=P0×113×0.9912.87kwT1T01127.71N.m3.軸的計算(減速器中間軸)n2=n1i1=9636.6=146rminP2=P1×2=12.87×0.97×0.99=12.36kwT295

5、50×P2n29550×12.36146809.42N.m4.軸的計算(減速器低速軸)n3=n2i2=1464.731rminP3P2×312.36×0.99×0.9711.87kwT39550×P3n39550×11.87313653N.m5.軸的計算(滾筒軸)n4=n331rminP4P3×411.87×0.99×0.9911.63kwT49550×P4n49550×11.63313583N.m設計結果如下 軸號參數(shù)電動機（0）軸軸（高速軸）軸（中間軸）軸（低速軸）軸（滾

6、筒軸）轉速n（r/min）963963146 3131功率P(kw) 13 12.87 12.3611.87 11.63轉矩T（N.m） 129127.71 809.42 3653 3583四、傳動零件的設計計算：(一).高速級圓柱齒輪傳動的設計計算1.選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用40 Cr表面淬火,硬度為50HRC。大齒輪選用40Cr表面淬火，硬度為52HRC。因為是普通減速器 故選用8級精度 .2.按齒面彎曲強度設計由【2】表11-3查得載荷系數(shù)K=1.5選擇齒輪齒數(shù) 小齒輪的齒數(shù)取22，則大齒輪齒數(shù)Z2=i1·Z1=22×6.6=145.2,圓整得Z1=145,

7、 齒面為非對稱硬齒面，由【2】表11-6選取d=0.4由【2】表12-1查得 H =1200MPa F=720MPa由圖11-8得， 齒形系數(shù)YFE=2.84，應力修正系數(shù)YSa=1.58又表11-5得，SF=1.3，SH=1.1即F1=F / SF =720/1.3=554MPa H1 =H/ SH =1200/1.1=1091MPa m2KT1 YFEYSad×Z1 2F113 = 2×1.5×128000×2.84×1.580.4×554×22213 =2.52mm 由【2】表4-1知 標準模數(shù) m=3分度圓直徑：d1

8、=m Z1=3×22=66mm d2=m Z2=3×145=435mm 齒寬： b=dd1=0.4×66=26mm 故：大齒輪的齒寬取b1=26mm 小齒輪的齒寬取 b2=31mm a=mZ1Z22=3×22145）2=250.5mm3.按齒面接觸強度校核 對于標準齒輪，ZH=2.5查表11-4，ZH =188 H = ZH ZH2KT（u1）/ b1 d1 2 u 12 =188×2.5×2×1.5×128000×（6.61）/ 31×66 2 ×6.6 12 =851MPa<

9、 H1 所以齒面接觸強度校核足夠。4.檢驗齒輪圓周速度 Vd1×n160000×66×963600003.32 m/s對照表11-2， 所以選8級精度是合適的（二）.低速級圓柱齒輪傳動的設計計算1.選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用40 Cr表面淬火,硬度為50HRC。大齒輪選用40Cr表面淬火，硬度為52HRC。因為是普通減速器 故選用8級精度 .2.按齒面彎曲強度設計由【2】表11-3查得載荷系數(shù)K=1.4選擇齒輪齒數(shù) 小齒輪的齒數(shù)取24，則大齒輪齒數(shù)Z4=i2·Z3=24×4.7=128.8,圓整得Z1=128, 齒面為對稱硬齒面，由【2

10、】表11-6選取d=0.5由【2】表12-1查得 H =1200MPa F=720MPa由圖11-8得， 齒形系數(shù)YFE=2.76，應力修正系數(shù)YSa=1.59又表11-5得，SF=1.3，SH=1.1即F2=F / SF =720/1.3=554MPa H2 =H/ SH =1200/1.1=1091MPa m2KT1 YFEYSad×Z3 2F213 = 2×1.4×800000×2.76×1.590.6×554×24213 =3.72mm 由【2】表4-1知 標準模數(shù) m=4分度圓直徑：d3=m Z3=3×2

11、4=96mm d4=m Z4=3×112=448mm 齒寬： b=dd3=0.6×96=58mm 故：大齒輪的齒寬取b4=58mm 小齒輪的齒寬取 b3=63mm a=mZ3Z42=4×24128）2=272mm3.按齒面接觸強度校核 對于標準齒輪，ZH=2.5查表11-4，ZH =188 H = ZH ZH2KT（u1）/ b3 d32 u 12 =188×2.5×2×1.4×800000×（4.71）/ 63×96 2 ×4.7 12 =1017MPa< H2 所以齒面接觸強度校核足夠

12、。4.檢驗齒輪圓周速度 Vd1×n160000×96×146600000.73 m/s對照表11-2， 所以選8級精度是合適的設計結果如下 參數(shù)齒輪齒數(shù)分度圓直徑mm齒頂圓直徑mm齒寬mm模數(shù)中心距mm高速小齒輪 22 66 72 313250.5高速大齒輪 145 435 441 26低速小齒輪 24 96 104 634272低速大齒輪 112 448 456 58五、軸的結構設計及強度計算：（一） 輸入軸的結構設計和強度計算：1.選擇軸的材料及熱處理由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 ，對材料無特殊要求 ，因為高速軸設計為齒輪軸，故選用40Cr鋼并經(jīng)調質

13、處理。2.按鈕轉強度估算直徑 根據(jù)表【2】表14-2得C98107 ,取C=100， P1=12.87Kw，又由式 d1C×P1n113 d1,100×12.879631323.73 mm 考慮因素到軸的最小直徑要連接聯(lián)軸器，會有鍵槽存在故將估算直徑加大35。取為24.526mm；3.軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案：此軸為齒輪軸，無須對齒輪定位。軸承安裝于齒輪兩側的軸段采用軸肩定位，周向采用過盈配合。確定各軸段的直徑，由整體系統(tǒng)初定各軸直徑。 軸段主要用于安裝聯(lián)軸器，其直徑應于聯(lián)軸器的孔徑相配合，因此要先選擇聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉矩為，根據(jù)工作情況選取KA2.3，則：

14、 TCA2.3×127.71=293.7Nm。又由于機座號為180L的電動機安裝尺寸為55mm,彈性聯(lián)軸器中軸孔直徑為55mm的有LT8和LT9系列，考慮到節(jié)約成本，故選用LT8型號的彈性聯(lián)軸器。 （2）確定各軸段的直徑和長度： 軸段:為配合軸頸，按半聯(lián)軸器孔徑，選取軸段直徑為45mm,由J型軸孔查得L=84mm。軸段:：為安裝軸承端蓋，其直徑取48mm，軸段長度初定為L=40mm，。軸段：此軸段為安裝軸承，查表選用滾動軸承6010，可得其直徑為50mm，由于此軸段的長度應比軸承寬度長12mm，故取其長度為18mm。軸段：為了保證定位軸肩一定的高度和軸承有足夠的支撐跨距其直徑為55m

15、m，長度確定為： L=84.5mm。軸段：為齒輪軸的齒輪部分，其分度圓的直徑為66mm,因此其尺寸L=31mm。軸段：也是為了保證定位軸肩一定的高度和軸承有足夠的支撐跨距其直徑為55mm，長度確定為： L=12.5mm。 軸段：此軸段也為安裝軸承，查表選用滾動軸承6010，可得其直徑為50mm，由于此軸段的長度應比軸承寬度長12mm，故取其長度為18mm。4.按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖。（如圖）做水平面內的彎矩圖。 圓周力 FT 2T1d127.71×2663870N 徑向力 FrFttan3870×tan201408N 支點反力為 FHAL2FTL1L23870

16、×40401081046N FHcL1FTL1L23870×10840108 2824N B-B截面的彎矩 MHB左FHA×L11046×108112968 N.mm MHB右FHC×L22824×40112960 N.mm做垂直面內的彎矩圖。 支點反力為FVAL2FrL1L2）1408×4010840380.5 N FVcL1FrL1L21408×108108401027.46 N B-B截面的彎矩 MVB左FVA×L1380.5×10841094N.mm MVB右FVC×L2102

17、7.46×4041098N.mm做合成彎矩圖。 合彎矩 Me左MHB左2MVB左2 12 1129682410942 12120210 N.mmMe右MHB右2MVB右2 12 1129602410982 12120204N.mm求轉矩圖。 T3Ftd1/2=127000N.mm求當量彎矩。修正系數(shù)0.3 MeMe2T21212021020.3×1270002 12126103 N.mm軸的材料選用40Cr,調質處理。查表得B750MPa , -1b70MPa.d>(Me/0.1×-1b)1/326.3mm 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的余量（二） 中間

18、軸的結構設計：1.選擇軸的材料及熱處理由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 ，對材料無特殊要求 ，故選用45號鋼并經(jīng)調質處理。2.按鈕轉強度估算直徑 根據(jù)表【2】表14-2得C98107 ,取C=100， P2=12.36Kw，又由式 d1C×P2n213 d1,100×12.361461343.91 mm 考慮因素到軸上會連齒輪，會有鍵槽存在故將估算直徑加大35。取為45mm；3.軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案：此軸安裝2個齒輪，如圖2-1所示，從兩邊安裝齒輪，兩邊用套筒進行軸向定位，周向定位采用平鍵連接，軸承安裝于齒輪兩側，軸向采用套筒定位，周向采用過盈配合固定

19、。確定各軸段的直徑，由整體系統(tǒng)初定各軸直徑.（2）確定各軸段的直徑和長度： 軸段安裝軸承,因此要先選擇軸承。由估算直徑選取軸承6210,可知其直徑50mm。 軸段安裝齒輪，可取其直徑為52mm。 軸段對兩齒輪軸向定位，可取其直徑為55mm。 由齒輪2和軸齒輪1中心線重合，齒輪3需要與內壁有10mm距離，可求出各段的軸長。如圖（三） 輸出軸的結構設計1.選擇軸的材料及熱處理由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率 ，對材料無特殊要求 ，故選用45號鋼并經(jīng)調質處理。2.按鈕轉強度估算直徑 根據(jù)表【2】表14-2得C98107 ,取C=100， P3=11.87Kw，又由式 d3C×P3n3

20、13 d3,100×11.87311373.58 mm 考慮因素到軸的最小直徑要連接離合器，會有鍵槽存在故將估算直徑加大35。且要與離合器配合，故取為d380mm。3.軸的結構設計 （1）確定軸的結構方案： 齒輪的左右兩邊分別用軸肩和套筒對其軸向固定，齒輪的周向固定采用平鍵連接，軸承安裝于軸段和軸段處，分別用軸肩和套筒對其軸向固定，周向采用過盈配合固定.（2）確定各軸段的直徑和長度： 軸段:為配合軸頸，按半離合器孔徑，選取軸段直徑為80mm,由表可查得L=110mm.軸段:：為安裝軸承端蓋，其直徑取83mm，軸段長度初定為L=40mm，。軸段：此軸段為安裝軸承，查表選用滾動軸承601

21、7，可得其直徑為85mm，由于此軸段右端用套筒固定齒輪，齒輪4與齒輪3的中心線應重合，可取其長度L=45mm。軸段：為安裝齒輪部分，取其直徑為90mm,因此其尺寸應比齒輪的寬度短23mm.取L=56mm。軸段：為軸承的安裝尺寸，因此查軸承6017可得其直徑為90mm。 軸段：此軸段為安裝軸承，查表選用滾動軸承6017，可得其直徑為85mm，由于此軸段的長度應比軸承寬度長12mm，故取其長度為24mm。六、軸承壽命校核計算1.輸入軸軸承型號6010的壽命校核計算：1）.支反力： 由軸的結構可知，支反力Fr為FBY,對軸列力的平衡方程FAYL+FR1L2=0FBYL+FR1L1=0由上式，可解得

22、FBY-=1022N 即Fr=1022N2）.軸承壽命： 按公式C=fpP(60n1Lh/106)1 /ft，求得C，查表取fp=1.5, ft=1=3, Lh=15000h. X=1. P=XFr=1×1022=1022N， C=fpP(60n1Lh/106)1 /ft=14.6KN又軸承型號6010的額定動載荷為22KN,故滿足設備的使用要求，壽命足夠！2.中間軸軸承型號6210的壽命校核計算：1）.支反力： 由軸的結構可知，支反力Fr為FAY,對軸列力的平衡方程FBYLFR2L1FR3L12=0FR2L23FR3L2FAYL=0FR2=FR1 (齒輪嚙合中的相互作用力)由上式，

23、可解得 FAY=3200N 即Fr=3200N2）.軸承壽命： 按公式C=fpP(60n2Lh/106)1 /ft，求得C，查表取fp=1.5, ft=1=3, Lh=15000h. X=1. P=XFr=1×3200=3200N， C=fpP(60n1Lh/106)1 /ft=24.4KN又軸承型號6210的額定動載荷為35KN,故滿足設備的使用要求，壽命足夠！3.輸入軸軸承型號6017的壽命校核計算：1）.支反力： 由軸的結構可知，支反力Fr為FAY,對軸列力的平衡方程FR4L2FAYL = 0FR4=FR3(齒輪嚙合中的相互作用力)由上式，可解得 FAY=3570N 即Fr=3

24、570N2）.軸承壽命： 按公式C=fpP(60n3Lh/106)1 /ft，求得C，查表取fp=1.5, ft=1=3, Lh=15000h. X=1. P=XFr=1×3570=3570N， C=fpP(60n1Lh/106)1 /ft=16.24KN又軸承型號6017的額定動載荷為50.8KN,故滿足設備的使用要求，壽命足夠！七、平鍵的強度校核：已知： p = 120 MPa, p = 4T / d l h<p.在輸出軸中：D3=90mm, h=14mm, l=50mm, 鍵初選用GB/T1096 鍵25×14×50，p = 4T / d l h=23

25、1MPa>p故應采用雙鍵，且應加大鍵長p = 1.5×120= 180 MPa由公式l>4T / dhp,解得，l>64.42mm選取l=78mm. 八、減速器箱體的設計低速級中心距a=272mm箱座壁厚=0.025a+3=9.8mm 取為10mm箱蓋壁厚=0.025a+3=8.5mm 取為9mm箱座凸緣厚度b=1.5=15mm箱蓋凸緣厚度=1.5=12.5mm箱座底凸緣厚度b2=2.5=25mm箱座上的肋厚m=0.85=8.5mm，取m=9mm箱蓋上的肋厚=0.85=7.2mm，取=8mm地腳螺栓直徑=0.036a+12=21.8mm,取M22軸承旁連接螺栓直徑=

26、0.75=16.5mm，取M16上下箱連接螺栓直徑=0.5=11mm，取M12定位銷孔直徑d=0.7=8.4mm，取d=8mm 地腳螺栓數(shù)目 n>250mm,n=6軸承蓋螺釘直徑 =8.8mm,取d3=8mm 窺視孔螺釘直徑=8.8mm,取d4=8mm 軸承旁凸臺半徑 外機壁至軸承座端面距離 齒輪端面與內機壁距離 =10mm 通氣器：簡易通氣器九、減速器潤滑方式、密封形式1.潤滑本設計采用油潤滑，潤滑方式為飛濺潤滑，并通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。1）.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度小，所以浸油高度約為3050。取為30。2）.滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度小，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。2.密封形式軸與軸承蓋之間用接觸式氈圈密封，型號根據(jù)軸段選取。十、結尾語通過本學期的課程