机械设计一级圆柱齿轮减速器设计说明书Word下载.docx

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4.2.2齿轮弯曲强度校核

4.2.3齿轮几何尺寸的确定

4.3齿轮的结构设计

第五章轴的设计计算（从动轴）

5.1轴的材料和热处理的选择

5.2轴几何尺寸的设计计算

5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径

5.2.2轴的结构设计

5.2.3轴的强度校核

第六章轴承、键和联轴器的选择

6.1轴承的选择及校核

6.2键的选择计算及校核

6.3联轴器的选择

第七章皮带轮的设计计算

7.1确定带型中心距及基准长度

7.2验算小带轮的包角

7.3计算V带的根数

第八章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构

尺寸的计算

8.1润滑的选择确定

8.2密封的选择确定

8.3减速器附件的选择确定

8.4箱体主要结构尺寸计算

第九章总结

参考文献

第一章绪论

本论文主要容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规的实践训练。

通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。

主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。

2.1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。

要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。

输送带的最大有效拉力F=1150N，输送带的工作速度V=1.6m/s，输送机滚筒直径D=260mm。

带式输送机在常温下连续工作、单向运转；

空载起动，工作载荷较平稳；

两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；

三相交流电源的电压为380/220V。

2.4传动系统方案的选择

图1带式输送机传动系统简图

计算及说明

结果

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

（一）工作机的功率Pw

=FV/1000=1500×

1.65/1000=2.475kw

（二）总效率

=

==0.868

（三）所需电动机功率

查《机械零件设计手册》得Ped=3kw

电动机选用Yl00L2-4n满=1420r/min

工作机的转速n=60×

1000v/（D）

=60×

1000×

1.65/（3.14×

260）

=121.212r/min

取则

（一）转速n

电动机

选用：

Y100L2-4

=3.905

==1420（r/min）

=/=/=1420/3=473.333（r/min）=/=473.333/3.905=121.212（r/min）

==121.212（r/min）

（二）功率P

（三）转矩T

=19.201（N﹒m）

=55.299（N﹒m）

=209.496（N﹒m）

=205.32（N﹒m）

将上述数据列表如下：

轴号

功率

P/kW

N/（r.min-1）

/

（N﹒m）

i

0

2.855

1420

19.201

3

0.96

1

2.741

473.333

55.299

2

2.659

121.212

209.496

3.905

0.97

2.606

205.32

1

0.98

第四章齿轮的设计计算

小齿轮选用40Cr，调质处理,齿面硬度280HBS

大齿轮选用45号钢,齿面硬度240HBS

4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸

接触疲劳强度极限：

SHlim=1

弯曲疲劳强度极限：

接触疲劳寿命系数：

=0.95,=1.0

弯曲疲劳寿命系数：

由

（一）小齿轮的转矩

（二）选载荷系数K

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。

查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.3

（三）计算尺数比

=3.905

（四）选择齿宽系数

根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。

查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1

（五）计算小齿轮分度圆直径

≥

=51.213

确定齿轮模数m

m=（0.007～0.02）a=（0.007～0.02）×

125.6

取m=2

（六）确定齿轮的齿数和

取Z1=26

取Z2=102

（八）实际齿数比

齿数比相对误差

Δ<

±

2.5%允许

（九）计算齿轮的主要尺寸

Z1=26

Z2=102

=52mm

=204mm

中心距

齿轮宽度

B1=B2+（5～10）=57～62（mm）

取B1=60（mm）

（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度

查表应取齿轮等级为9级，

但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。

4.2.2齿轮弯曲强度校核

（一）由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力

（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力

由《机械零件设计手册》得

=2.65

=2.192

比较的值

/[]=2.65/303.571=0.00873<

/[]=2.192/244.286=0.00897

计算大齿轮齿根弯曲应力为

a=120mm

B1=60mm

B2=52mm

V=1.289

（m/s）

定为IT7

齿轮的弯曲强度足够

4.2.3齿轮几何尺寸的确定

齿顶圆直径由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25

齿距P=2×

3.14=6.28（mm）

齿根高

齿顶高

齿根圆直径

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：

轴孔直径d=54

轮毂直径=1.6d=1.6×

54=88

轮毂长度

轮缘厚度δ0=（3～4）m=6～8（mm）取=8

轮缘径=-2h-2=208-2×

4.5-2×

8

强度足够

=56mm

=208mm

h=4.5mm

S=3.14mm

P=6.28mm

hf=2.5mm

ha=2mm

df1=47mm

df2=199mm

=183（mm）

取D2=180（mm）

腹板厚度c=0.3=0.3×

52=15.6取c=16（mm）

腹板中心孔直径=0.5（+）=0.5（88+180）=134（mm）

腹板孔直径=0.25（-）=0.25（180-88）

=23（mm）

取=22（mm）

齿轮倒角n=0.5m=0.5×

2=1

齿轮工作如图2所示：

第五章轴的设计计算

由《机械零件设计手册》中的图表查得

选45号钢，调质处理，HB217～255

=650MPa=360MPa=280MPa

从动轴=c=115=32.193

考虑键槽=32.193×

1.05=33.803

选取标准直径=40

根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

从动轴的强度校核

圆周力==2000×

209.496/204=2053.88

径向力=tan=2053.88×

tan20°

=747.552

由于为直齿轮，轴向力=0

作从动轴受力简图：

（如图3所示）

D2=40mm

L=126mm

==0.5=0.5×

2053.882=1026.941

=0.5L=0.5×

1026.94×

126/1000=64.69

==0.5=0.5×

747.552=373.776

373.776×

126/1000=23.55

转矩T=209.496

校核

===68.849

===143.318

由图表查得，=60MPa

d≥10=10=28.8（mm）

考虑键槽d=28.8mm<

40mm

则强度足够

6.1轴承的选择及校核

考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62072个（GB/T276-1994）从动轴承62102个（GB/T276-1994）

寿命计划：

从动轴承2个

两轴承受纯径向载荷

P==747.552X=1Y=0

从动轴轴承寿命：

深沟球轴承6210，基本额定功负荷

=27KN=1=3

===6478436.4

预期寿命为：

10年，两班制

L=10×

300×

16=48000<

轴承寿命合格

（一）从动轴外伸端d=40，考虑键在轴中部安装故选键12×

8GB/T1096—2003，b=12，L=70，h=8，选45号钢，其许用挤压力=100MPa

====37.41<

则强度足够，合格

（二）与齿轮联接处d=54mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键16×

10GB/T1096—2