齿轮部分中心距前弯曲强度校核.docx

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齿轮部分中心距前弯曲强度校核

自己动手改，特别是图要加一个链传动，自己找图或者动手画，拍下来贴上去。

如果是按照课程设计画的草图，直接加；不是的话，按照当时计算的那个图画简图

机械设计《课程设计》

学院能源与动力工程

班级热工B

姓名

学号

指导老师

第一章绪论

第二章课题题目及主要技术参数说明

2.1课题题目

2.2主要技术参数说明

2.3传动系统工作条件

2.4传动系统方案的选择...

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算

3.1减速器结构

3.2电动机选择

3.3传动比分配

3.4动力运动参数计算

第四章齿轮的设计计算（包括小齿轮和大齿轮）

4.1齿轮材料和热处理的选择

4.2齿轮几何尺寸的设计计算

4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸

423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

7.1润滑的选择确定

7.2密封的选择确定

7.3减速器附件的选择确定

7.4箱体主要结构尺寸计算

第八章总结

参考文献

第一章绪论

本论文主要内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、规范的实践训练。

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、规范、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

第二章课题题目及主要技术参数说明

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。

2.2主要技术参数说明

输送带主动鼓轮输入端转矩T=480N・M输送带速度V=1.7m/s,输送机滚

筒直径D=370mm。

2.3传动系统工作条件

带式输送机连续工作、单向运转；两班制（每班工作8小时），工作

期限5年。

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

第二章减速器结构选择及相关性能参数计

算

^-r

3.1减速器结构

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

3.2电动机选择

（一）工作机的功率Pw

Pw=TWn«/9550=480/9550xnw=4.410kw

60v

nw=询=87.750r/min

（二）总效率口总

口总=口带口齿轮口联轴器口滚筒□轴承

电动机

=0.96汉0.98汉0.99汉0.96汉0.992=0.876

选用：

（三）所需电动机功率Pd

Y132S-4

Pd=Pw/口总=1.84/0.876=2.100（KW）

查《机械零件设计手册》得Ped=3kw

电动机选用丫132S-4n满=1440r/min

3.3传动比分配

工作机的转速n=60X1000v/（兀D

=60X1000X1.7/（3.14X370）

=87.750r/min

i带=1.65

n满/n=144/877501641

取b=⑴65贝qi齿=i总/i带=6.41/1忌44864.000

i齿=4

3.4动力运动参数计算

（一）转速n

计算及说明

结果

no=n满=1440（r/min）

nI=no/i带=口满/i带=1440/1.65=872.727（r/min）

nH=m/i齿=872.727/4=218.182（r/min）

nhi=nii/i链=（r/min）

（二）功率P

Po=Pd=1.612（kw）

R=带=2.100汉0.94=1.974（kw）

P2齿轮"轴承=1.974x0.98x0.99=1.916（kw）

P3=卩2口联轴器11轴承=1.916沃0.99汉0.99=1.875（kw）

（三）转矩T

T°=9550P。

/n°=9550x2.100/1420

=14.126（N.m）

Tj=T0m带i带=14.126汉0.96汉3=40.684（Nm）

T2=TJ齿轮口轴承i齿=40.6847.987.99^4.025

=158.872（N•m）

T3=丁2口联轴器n轴承i齿带=158.872x0.99X0.99"

=155.710（N.m）

计算及说明

结果

将上述数据列表如下：

轴号

功率

P/kW

N

/（r.min1）

T/

（N-m）

i

n

0

2.100

1420

14.126

3

0.96

1

1.974

473.333

40.684

2

1.916

117.589

158.872

4.025

0.97

3

1.875

117.589

155.710

1

0.98

第四章齿轮的设计计算

4.1齿轮材料和热处理的选择

小齿轮选用45号钢，调质处理，HB=236大齿轮选用45号钢，正火处理，HB=1904.2齿轮几何尺寸的设计计算

4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸

由《机械零件设计手册》查得

叭阮1=540皿巳，6阮2=480MPa,SH|jm=1

住血=43侧1?

住讪2=35MPSlim=1

卩=m/n2=872727/218.182=4

由《机械零件设计手册》查得

ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1

由&丄Hlim1ZN1_5801_540MPa

由Shlim1

=_53^!

=480MPa

SHlim1

计算及说明

结果

4301

=430MPa

1

（一）小齿轮的转矩TI

T=9550?

/n’=95505.225872.72757.176Nm）

（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

Ka=1Kv=1K：

=1.06K：

=1.23,K=1.304,初设y-3m/s

（三）确定乙ZHZZ

初设B=15o，Ze=189.8Zh=2.43Z=0.773Z：

=0.983

Z—,X=1.t（1.88-3.2（丄—））cos：

\Xj乙Z2

=1.675乙:

;=COS=0.983

（四）选择齿宽系数'd

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.d=1.1

（五）计算小齿轮分度圆直径d1

d1>

计算及说明

结果

3

（ktI（u+1）

dl｛屮dWH2】2U=

3

Z1=26

Z2=104

d1=53.6mm

d2=214.4m

m

I2

113042沃5717640684（4+1）7898沃2430.7730.983

彳1^480疋4

=41.455（mm）

取d1=53.834mm

（六）验算速度v

Hd1n[兀汉53.834汉872.727

V=—==2.459

60X00060X000

与初设相符。

（七）确定齿轮模数mn

d1cos卩53.834江cos150.

mn一1一1.89mm

z126

按标准取mn=2mm

（六）确定齿轮的齿数乙和z2

乙一：

—宁一26$取乙=26

Z2我=4.02524=0疋取Z2=104

计算及说明

结果

422齿轮弯曲强度校核

a=134mm

（一）由4•2•1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力

（□>1】=244MPa

GF2]=204MPa

（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力

由《机械零件设计手册》得

YF1=2.63

Yf2=2.19

比较Yf/^f的值

Yf1/[升1]=2.63/244=0.0108>丫尸2/[<^21=2.19/204=0.0107

计算大齿轮齿根弯曲应力为

计算及说明

结果

强度足够

da1=57.6m

m

da2=218.4mm

df1=48.6mmdf2=209.4mm

2000K「Yfi2000x101.741x2.63

B2m2Z2663222

=40.952（MPa）J；「fi1

齿轮的弯曲强度足够

423齿轮几何尺寸的确定

齿顶圆直径da由《机械零件设计手册》得ha=1c=0.25

da1=d12ha1二乙2ha（2621）2二57.6（mm）

da2=d220厂Z22ham^（10421）2=2184（mmdf1=-2hf=53.6-22.5=48.6（mm）

df2=d2-2hf=214.4-22.5=209.4（mm）

4.3齿轮的结构设计

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=

50（mm）

轮毂直径

D1=1.6d=1.6X50=80（mm）

轮毂长度

L二

60（mm）

轮缘厚度

8o=

:

（3〜4）m=6〜8（mm）取o=8

轮缘内径

D2

=da2-2h-2、o=218.4-20=198.4

腹板厚度c=0.3B2=0.3X60=18

腹板中心孔直径

Do=0.5（D2）=0.5（198.4+80）=139.2（mm）

腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（198.4-80）

=29.6（mm）

齿轮工作如图2所示：

第五章轴的设计计算

5.1轴的材料和热处理的选择

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

；「b=650MPa二s=360MPa；「_,=280MPa

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

3—3

D2=32mm

从动轴d2=cP2=1151.955=29.35

\n2F117.587

考虑键槽d2=29.35X1.05=30.82

选取标准直径d2=32mm

5.2.2轴的结构设计

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。

5.2.3轴的强度校核

从动轴的强度校核

圆周力Ft=2°°°T2=2000x158.872/192=1654.92

d2

径向力Fr=Fttan=1654.92Xtan20°=602.34

由于为直齿轮，轴向力Fa=0

作从动轴受力简图：

（如图3所示）

从动轴受力简图

L=110mm

Rha=Rhb=0.5Ft=0.5X1654.92=827.46（N）

Mhc=0.5RhaL=827.46X110X0.5/1000=51.72（Nm）

Rva=RVb=0.5Fr=0.5X602.34=301.17（Nm）

Mvc=0.5RvaL=501.17X110X0.5/1000=36.4（Nm）转矩T=158.872（Nm）

校核

MC=iMHC2MVC2=、51.72218.822=55.04（Nm）

Me=..MC2aT2=55.0420.6158.8722=118.42（Nm）

由图表查得，b=55MPa

3.3|

d>10：

—Me__=10118.42=29.21（mm）

0.1*55

考虑键槽d=29.21mm<45mm

则强度足够

第六章轴承、键和联轴器的选择

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

从动轴承2个

（GB/T276-1993）从动轴承62092个

（GB/T276-1993）

寿命计划:

计算及说明

结果

两轴承受纯径向载荷

P=Fr=602.34X=1Y=0

从动轴轴承寿命：

深沟球轴承6209,基本额定功负荷

Cr=25.6KNft=1d=3

JI3

1106〔ftCj106「25.6x1x1000、

Lioh=1tri=i=10881201

60压IP丿60x117.589i602.34丿

预期寿命为：

8年，两班制

L=8X300X16=38400

轴承寿命合格

6.2键的选择计算及校核

（一）从动轴外伸端d=42，考虑键在轴中部安装故选键10X40

GB/T1096—2003,b=16,L=50,h=10,选45号钢，其许用挤压力玩=100MPa

°=Ft=4000Ti=400^158.872=8275^]phlhld8乂30江32p

则强度足够，合格

（一）与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在轴中部安装，故同

一方位母线上，选键14X52GB/T1096—2003,b=10mm,

L=45mm,h=8mm,选45号钢，其许用挤压应力玩】=100MPa

Ft4000丁4000X58.872“c匚1

%=、---45.392<匕」

phlhld8汉35汉50p

则强度足够，合格

从动轴外伸端键10X

40

GB/1096—2003

与齿轮联接处键14X

52

GB/T109

6—2003

6.3联轴器的选择

由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器

K=1.3

KP||1.31.916,

TC=9550—11=9550X=202.290

nil117.589

选用TL8

选用TL8型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩Tn=250，

套住联轴器

TC

采用丫型轴孔，A型键轴孔直径d=32〜40,选d=35,

轴孔长度L=82

TL8型弹性套住联轴器有关参数

型号

公称

转矩

T/（N・m）

许用转速

n/

（r-min

轴孔直径d/mm

轴孔长度

L/mm

外径

D/m

m

材料

轴孔

类型

键槽类型

TL6

250

3300

35

82

160

HT20

0

Y型

A型

第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图

7.1润滑的选择确定

7.1.1润滑方式

1.

齿轮浸油润滑

轴承脂润滑

齿轮V=1.2vv12m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑

2.轴承采用润滑脂润滑

7.1.2润滑油牌号及用量

1.

齿轮用

150号机

械油

齿轮润滑选用150号机械油，最低〜最高油面距10〜20mm

需油量为1.5L左右

2.

轴承用

2L—3型

润滑脂

轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间

隙的1/3〜1/2为宜

7.2密封形式

1•箱座与箱盖凸缘接合面的密封

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法

2.观察孔和油孔等处接合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封

3.轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s）,故选用半粗羊毛毡加以密圭寸

4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部

7.3减速器附件的选择确定

列表说明如下：

计

算及

说

f明

结果

名称

功用

数量

材料

规格

螺栓

安装端盖

12

Q235

M6X16

GB5782—1986

螺栓

安装端盖

24

Q235

M8X25

GB5782—1986

销

定位

2

35

A6X40

GB117—1986

垫圈

调整安装

3

65Mn

10

GB93—1987

螺母

安装

3

A3

M10

GB6170—1986

油标尺

测量油

面高度

1

组合件

通气器

透气

1

A3

7.4箱体主要结构尺寸计算

箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5/=15mm

箱盖厚度1=8mm箱盖凸缘厚度4=1.5「1=12mm

箱底座凸缘厚度b2=2.5/=25mm，轴承旁凸台高度h=45,凸

台半径R=20mm

齿轮轴端面与内机壁距离h=18mm

大齿轮顶与内机壁距离，：

1=12mm

小齿端面到内机壁距离2=15mm

上下机体筋板厚度m1=6.8mm,m2=8.5mm

主动轴承端盖外径D1=105mm

从动轴承端盖外径D2=130mm地脚螺栓M16，数量6根

第八章总结

通过本次毕业设计，使自己对所学的各门课程进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。

同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。

但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。

总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

参考文献

1、《机械设计课程设计》，孙岩等主编，北京理工大学出版社。

2、《机械设计课程设计》，银金光等主编，中国林业出版社；北京希望电子出版社。

3、《机械制图》教材

4、《机械设计基础》教材

5、《工程力学》教材

6、其它机械类专业课程教材