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1、华东交大理工学院机械设计课程设计题 目：单级圆柱齿轮减速器指导教师： 姓 名：学 号： 专业班级：06汽车服务工程小 组：第二组完成日期：2008年7月3日 单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书目录一、传动方案说明3二、选用电动机3三、分配传动比4四、计算传动装置的运动参数和动力参数5五、V带选择6六、齿轮传动设计8七、输入轴的设计10八、输出轴的设计13九、滚动轴承寿命的校核计算15十、键连接的选择和强度校核计算16十一、输入轴与传送机连接联轴器选择17 单级圆柱齿轮减速器课程设计说明书一、传动方案说明1、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，连续单向运行，载荷较平稳，室内常温，灰尘较大。2
2、、原始数据：滚筒圆周力F=4000N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=300mm。F=4000NV=1.2m/sD=500mm二、选用电动机1、 根据已知条件计算滚筒弯矩M=300/241000N=600NM转速n=76.43工作机所需功率: P=4.8kw 2、 计算传动效率根据机械设计指导表1-2，选定齿轮传动效率=0.98,V带传动效率=0.97,滚动轴承效率=0.99,弹性联轴器=0.99,滚筒轴滑动轴承=0.96。计算总传动效率=0.980.970.990.96=0.8853、 选择电动机容量电动机所需功率=4.8/0.8855.42kw因载荷较平稳,电动机额定功率约大于,根据机械
3、设计指导表14-1选得Y系列电动机额定功率为5.5kw。4、 确定电动机转速根据机械设计指导表1-3,V带传动的传动比常用范围为 =24，圆柱齿轮传动=36，故电动机转速范围n=n=（2346）76.43=458.581834.32（）符合这一同步转速的范围有750,1000,1500。由机械设计指导表14-1，根据其重量、价格以及传动比综合选择,选用Y132M2-6。其主要性能：满载转速960，额定功率5.5kw。n=76.43P=4.8kw=0.98,=0.97=0.99,=0.99，=0.96=0.885=5.42kw选用电动机型号:Y132M2-63、 分配传动比1、 计算总传动比已知
4、n=76.43,所以总传动比为：=/n=960/76.43=12.562、 分配各级传动比根据，选定一级圆柱齿轮的传动比=6，则V带传动比为=/6=12.56/62.09四、计算传动装置的运动参数和动力参数0轴电动机轴： =5.42kw，=n=960，=9550=53.92Nm1轴高速轴：=5.420.97=5.26kw,=960/2.09=459.33,=9550=109.36Nm2轴低速轴：=5.260.980.99=5.10kw,=459.33/6=76.56,=9550=636.17N.m3轴滚筒轴:=5.100.990.96=4.85kw,=n=76.43,=9550=606.01N
5、.m 将计算的运动参数和动力参数列表:参数 轴名0轴1轴2轴3轴n（） 960459.3376.5676.43输入功率kw 5.425.265.104.85输入转矩N.m53.92109.36636.17606.01传动比 2.09 6效率0.970.990.980.990.96五、V带选择1、 计算功率由已知条件（工作两班制，载荷较平稳），根据机械设计基础表13-8取=1.2,又电动机所需功率=5.42kw,所以=6.504kw2、 选定V带型号根据=6.312kw,n=960，由机械设计基础图13-15查出此坐标点位于A型范围,所以选用A型V 带,并由图可知=112140mm。3、 计算大
6、小带轮基准直径、 取=140mm,V带传动的滑差率=0.010.02,取=0.02,得=（1）=mm287mm由机械设计基础表13-9,取标准值=280mm。实际从动轮转速:=/=960140/280=480转速误差=0.045合适7、求V带根数由n=960，=140mm，通过查机械设计基础表13-3得=1.62kw,得实际传动比,查表13-5得=0.11;由查表13-7得=0.98,查表13-2得=1.01,由此得Z=3.798,取4根8、求作用在带轮上的压力查表13-1得q=0.1kg/m，得单根V带的初拉力=N=148.44N作用在轴上的压力=1178.69N6、 齿轮传动设计1、 选择
7、材料及确定许用应力 考虑到传动功率不大（=5.26kw）,所以齿轮选择软齿面。由已知条件（单向传动、载荷较平稳）通过查机械设计基础表11-1，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度217286HBS，=730Mpa，=580Mpa；大齿轮选用45钢调质，齿面硬度156217HBS，=600Mpa，=450Mpa。由表11-5，取=1.1,=1.25。所以，=664Mpa=545Mpa=464Mpa=360Mpa2、 按齿面接触强度设计根据表11-2，设齿轮按8级精度设计。由表11-3取载荷系数K=1.2,由表11-6取齿宽系数=0.8,小齿轮转矩=1.09Nmm,由表11-4取=188,又,所以=6
8、5.7mm取=20，=620=120（机械设计指导表16-2）模数m=3.285齿宽b=0.865.7mm=52.56mm取=55mm,=50mm,按表4-1取m=3.5mm,实际的=m=203.5mm=70mm,=1203.5mm=420mm中心距=245mm3、 验算轮齿弯曲强度齿形系数=2.94（图11-8）,=1.56（图11-9）=2.13,=1.81=43.63Mpa=464Mpa=Mpa=36.68Mpa=360Mpa,安全。4、 齿轮的圆周速度=m/s=2.40m/s6m/s（对照课本表11-2），选择8级精度是合适的。七、输入轴的设计1、按扭转强度初步计算轴径根据课本表14-
9、1，材料选用45号钢调质，硬度217255HBS，由表14-2取c=115=115mm=25.9mm考虑有键槽加大5%,=25.9（1+5%）=27.195mm取=27mm2、 轴的结构设计将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮、套筒、左轴承、轴承盖和皮带轮依次从左面装入，轴端挡圈固定皮带轮。3、 确定轴的各段直径和长度根据机械设计指导表10-1初选用6007深沟球轴承,其内径为35mm,宽度为14mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承
10、端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长34mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。则此段长度=（2+14+20+55）mm=91mm。轴承盖安装安装直径=33mm,高度为22mm；齿轮安装直径=37mm；轴肩直径=（37+26）mm=49mm，宽度为8mm。=（15+14+1）mm=30mm,带轮安装轴径L=（1.52）=（2128）mm取L=28mm。V带轮缘宽B=（Z1）e+2f=（41）（150.3）+29）)mm=（630.9）mm,取B=63mm。=（63+22+82）mm=91mm4、 按弯矩复合强度计算已知:分度圆直径=70mm,转矩=109.36N.m圆周力
11、=2109.36N.m/70mm=3124.57N径向力=tan=3124.57Ntan=1137.25N对轴进行受力分析 齿轮位于两轴承中央,所以=54.5mm C 绘制垂直面弯矩图轴承支反力：=/2=568.63N=/2=1562.28N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为=30.99N.m，水平面弯矩=85.14N.m,合弯矩=90.60N.m。画出弯矩图 C T 如图可知C是危险截面,绘制其当量弯矩图=,可认为轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数=0.6,所以=111.87N.M C 校验危险截面=Mpa=22.09Mpa=40Mpa所以该轴的强度足够8、 输出轴
12、的设计1、 按扭矩初算轴径根据课本表14-1选用45#调质钢，硬度（217255HBS），取c=115，已知=5.10kw,=75.56,根据公式c=115mm=46.8mm,考虑有键槽应加大5%,=46.8（1+5%）=49.14mm取=50mm2、 轴的结构设计将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮、套筒、右轴承和皮带轮依次从右面装入,轴承挡圈固定带轮。3、 确定各段直径和长度根据机械设计指导表10-1初步选用6012深沟球轴承
13、,内径60mm,宽度18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。=（50+20+18+2）mm=90mm，=（18+1+15）mm=34mm。轴承盖高度取24mm，安装直径=56mm；轴肩宽度为14mm，直径为=72mm。齿轮安装直径为=62mm，=50mm。3、 按弯扭复合强度计算已知：分度圆直径=420mm，转矩=636.17N.m圆周力:=2636.17N.m/420mm=3029.38N径向力:=3029.38N=1102.60N求支承反力因为齿轮安装在两轴承中央,所以=54mm=/2=551.30N=/2=
14、1514.69N确定危险截面,并计算弯矩由设计以及输入轴的计算可确定同样截面C为危险截面。所以在C截面垂直面弯矩=29.77N.m,水平面弯矩=81.79N.m合弯矩为=87.04N.m当量弯矩:取=0.6,所以=391.50N.m校验危险截面=Mpa=19.06Mpa=40Mpa所以此轴的强度足够九、滚动轴承寿命的校核计算根据已知条件,计算要求寿命为168360=46080h1、 计算输入轴轴承已知条件:初选6007深沟球轴承,两轴承径向反力=568.63N,转速=459.33,寿命计算公式当量动载荷p的计算因为只受径向力,所以根据课本表16-11,取径向动载荷系数X=1,轴向动载荷系数Y=
15、0,故P=568.63N寿命计算根据机械设计指导表10-1得基本额定动载荷=16.2KN。取=3，所以寿命=839034h46080h预期寿命足够2、计算输出轴轴承已知条件:初选6012深沟球轴承,两轴承径向反力=551.30N,转速=76.56,寿命计算公式当量动载荷p的计算同理P=551.30N寿命计算根据机械设计指导表10-1得基本额定动载荷=31.5KN。同样取=3，所以寿命=40608271h46080h预期寿命足够十、键连接的选择和强度校核计算1、 带轮与输入轴连接已知轴径=27mm,转矩=109.36N.m。材料选用45#钢，根据课本表10-10，取=110Mpa。根据机械设计指
16、导表9-25选用C型平键,标记为C850 GB/T 1096-2003,h=7mm。则平键挤压强度=4109.36N.m/（27mm7mm50mm）=46.29Mpa=110Mpa 强度足够2、 输入轴与齿轮连接已知轴径=37mm，转矩=109.36N.m。材料选用45#钢，根据课本表10-10，取=110Mpa。根据机械设计指导表9-25选用A型平键,标记为1050 GB/T 1096-2003,h=8mm。则平键挤压强度=4109.36N.m/（37mm8mm50mm）=29.56Mpa=110Mpa 强度足够3、 输出轴与齿轮连接已知轴径=62mm,转矩=636.17N.m。材料选用45
17、#钢，根据课本表10-10，取=110Mpa。根据机械设计指导表9-25选用A型平键,标记为1850 GB/T 1096-2003,h=11mm。则平键挤压强度=4636.17N.m/（62mm11mm50mm）=74.62Mpa=110Mpa 强度足够11、 输入轴与传送机连接联轴器选择1、 选择类型选用弹性套柱销联轴器2、 求计算转矩已知输入轴转矩=636.17N.m。由课本表17-1选择输送机工作情况系数=1.5,故计算转矩=1.5636.17N.m=954.255N.m3、 确定型号由机械设计指导表12-3选取TL9弹性套柱销联轴器。其公称转矩为1000Nm，钢性材料许用转速为2850
18、r/min，允许的轴孔直径中有50mm。以上数据均满足要求，故适用。=12.56齿轮=6V带=2.09 =1.2=6.504kw=140mm=287mm， 取标准值：=280mmV=7.03m/s=560mm，=1788mm，取标准值：=1800mm，a=566mmZ=4=1178.69N=20，=120=70mm=420mm取标准值：m=3.5mm=245mm输入轴材料选用45号钢调质=27mm选用6007深沟球轴承=3124.57N=1137.25N=90.60N.m=123.78N.M输出轴选用45#调质钢=50mm选用6012深沟球轴承=3029.38N=1102.60N=383.54N.M要求寿命为46080hC850 GB/T 1096-20031050 GB/T 1096-20031850 GB/T 1096-2003选取TL9弹性套柱销联轴器