机械设计课程设计：一级圆柱齿轮减速器(终极版).

1机械设计课程设计1机械设计课程设计一、传动方案拟定2二、电动机的选择三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比四、传动装置的运动和动力设计五、普通V带的设计六、齿轮传动的设计七、传动轴的设计八、箱体的设计九、键连接的设计十、滚动轴承的设计十一、润滑和密封的设计十二、联轴器的设计十三、设计小结十四、参考文献设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，两班制（每3班工作8小时），室内环境。减速器设计寿命为8年，大修期为3年，小批量生产。生产条件：中等规模机械厂，可加工7—8级精度的齿轮；动力来源为三相交流电源的电压为380/220V；运输带速度允许误差：±5%。原始数据：已知条件题号运输带拉力F（KN）2.3运输带速度V（m/s）1.8卷筒直径D（mm）3004计算过程及计算说明一、传动方案拟定:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动１、工作条件：使用年限8年，工作为8h工作制，载荷较平稳，环境清洁。２、原始数据：传送带拉力F=2300N带速V=1.8m/s滚筒直径D=300mm方案拟定：采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚筒6.运输带1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：Ｐd＝Ｐw／ηa(kw)由式(2)：Ｐw＝ＦV/1000(KW)因此:Pd=FV/1000ηa(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=1×2×3×4×55式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取1=0.96，2＝0.99，3＝0.98，4＝0.99则：总=0.913所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=4.53KW3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒＝60×1000·V/（π·D）=114.6r/min根据手册P7表１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’=3～6。取Ｖ带传动比I1’=2～4。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝6～24。故电动机转速的可选范为N’d=I’a×n卷筒=687.6～2750.4r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）可见有三种Y系列三相异步电动机可用，分别为：Y132M-4、Y160M-6、Y160L-8，三者参数比较如下：型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩尺寸Y132M-47.5150014402.22.2中Y160M-610009702.02.0中Y160L-87507202.02.0长综合考虑总传动比及尺寸大小，选取Y160M-6型此选定电动机型号为Y160M—6型，其主要性能：具有高效，6三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n卷筒=960/114.6=8.38总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带i=2～4）因为：ia＝i0×i所以：i＝ia／i0＝3.0四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算节能，启动转矩大，噪声低，可靠性高，使用维护方便等性能7（1）计算各轴的转数：Ⅰ轴：nⅠ=nm/i0=960/2.8=342.86Ⅱ轴：nⅡ=nⅠ/i1=342.86/3.0=114.29卷筒轴：nⅢ=nⅡ=114.29（2）计算各轴的功率：Ⅰ轴：PⅠ=Pd×η01=Pd×η1=4.53×0.96=4.35Ⅱ轴：PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3=4.35×0.99×0.98=4.22卷筒轴：PⅢ=PⅡ·η23=PⅡ·η2·η4=4.22×0.99×0.99=4.14计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550·Pd/nm=45.06N·mⅠ轴：TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1=121.12N·mⅡ轴：TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η4=356.13N·m卷筒轴输入轴转矩：TⅢ=TⅡ·η2·η4=349.04N·m计算各轴的输出功率：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=4.35×0.98=4.26KWP’Ⅱ=PⅡ×η轴承=4.22×0.98=4.14KW计算各轴的输出转矩：由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T’Ⅰ=TⅠ×η轴承由指导书的表1得到：η1=0.96η2=0.99η3=0.98η4=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率η为0.98~0.995在本设计中取8=121.12×0.98=118.70N·mT’Ⅱ=TⅡ×η轴承=356.13×0.98=349.01N·m综合以上数据，得表如下：轴名功率P（KW）转矩T（N·m）转速nr/min传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴4.5345.069602.80.96Ⅰ轴4.354.26121.12118.70342.863.00.98Ⅱ轴4.224.14356.13349.01114.291.00.99卷筒轴4.144.06349.04336.25114.29=960×100·π/（1000×60）=5.024m/s五.V带的设计（1）选择普通V带型号由PC=KA·P=1.1×7.5=8.25（KW）根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定：方案1：取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)=2.8×100×(1-0.02)=274.4mm由表9-2取d2=274mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n1·d1·π/（1000×60）由课本P134表9-5查得KA=1.1由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm——125mm9介于5~25m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）0.7×（100＋274）≤a0≤2×（100＋274）262.08≤a0≤748.8初定中心距a0=500，则带长为L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)=2×500+π·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500)=1602.32mm由表9-3选用Ld=1400mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84mm验算小带轮上的包角α1α1=180-(d2-d1)×57.3/a=18027410057.3/398.84155.01120合适确定带的根数Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）=8.25/0.950.110.960.95（（））=8.53故要取9根A型V带计算轴上的压力由书9-18初拉力公式有F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2=25008.252.5/0.951/75.020.175.02（）（）=195.63N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2·z·F0·sin(α/2)=29195.63sin155.01/23437.94N方案二：取B型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=140mmd2=n1·d1·(1-ε)/n2=i·d1·(1-ε)=2.8×140×(1-0.02)=384.16mm由表9-2取d2=384mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许)带速验算：V=n1·d1·π/（1000×60）由机械设计书表9-4查得P0=0.95由表9-6查得△P0=0.11由表9-7查得Kα=0.95由表9-3得KL=0.96由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm~280mm10=960×140·π/（1000×60）=7.03m/s介于5~25m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）0.7×（140+384）≤a0≤2×（140+384）366.8≤a0≤1048初定中心距a0=700，则带长为L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)=2×700+π·（140+384）/2+（384-140）2/(4×700)=2244.2mm由表9-3选用Ld=2244mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm验算小带轮上的包角α1α1=180-(d2-d1)×57.3/a=180-(384-140)×57.3/697.9=160.0120合适确定带的根数Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）=8.25/2.080.301.000.95（（））=3.65故取4根B型V带计算轴上的压力由书9-18的初拉力公式有F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2=25008.252.5/0.951/37.030.177.03（）（）=327.60N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2·z·F0·sin(α/2)=24327.60sin160.0/2=2580.98N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表9-4查得P0=2.08由表9-6查得△P0=0.30由表9-7查得Kα=0.95由表9-3查得KL=1.00带轮示意图如下d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS211六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选硬齿面，小齿轮的材料为45号钢调制，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Z1=20，u=4.5Z2=Z1·u=90取ψa=0.3，则ψd=0.5·（i+1）·=0.675（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1≥21123］［σΨεHHEZZZuudkT确定各参数值○1载荷系数查课本表6-6取K=1.2○2小齿轮名义转矩T1=9.55×106×P/n1=69.55104.35/342.86=51.2110N·mm○3材料弹性影响系数由课本表6-7ZE=189.8MPa○4区域系数ZH=2.5重合度系数εt=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2×（1/20+1/90）=1.69Zε=441.690.7733tε○6许用应力查课本图6-21（a）MPaH6101lim］［σMPaH5602lim］［σ查表6-8按一般可靠要求取SH=112则lim11HHHSσ［σ］610MPalim22HHHSσ［σ］560MPa取两式计算中的较小值，即［σH］=560MPa于是d1≥21123］［σΨεHHE