机械设计课程设计
时间：2021-05-06 09:01:04 来源：勤学考试网 本文已影响 人 
目录 设计题目说明1 计算说明2 一、电动机的选择及运动参数的计算2 1、选择电动机2 2、计算传动比2 3、计算各级运动参数2 4、汇总表格3 二、齿轮的传动设计计算4 1、高速轴啮合齿轮计算4 2、低速轴啮合齿轮计算5 三、轴的设计计算及校核6 1、确定基本轴径7 2、各轴段直径及长度数据8 3、校核输出轴8 四、轴承的选择及寿命校核10 1、选择轴承11 2、校核轴承寿命11 五、 键的选择及强度校核11 六、 联轴器的选择11 七、润滑方式和密封方式选择12 八、减速器箱体设计12 九、附件设计12 参考文献14 设计题目说明 设计题目：二级齿轮减速器 原始数据：传送带拉力F=1500; 传送带速度V=1.5m/s; 驱动滚筒直径d=240mm; 说明：（1）机器大批量生产；
（2）工作环境多尘；
（3）平稳载荷；
（4）最短工作年限5年二班制。
方案分析：减速器横向尺寸较小，结构紧凑，重量轻，节约材料，两大齿轮直径相差不大，浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大，高级齿轮的承载能力不能充分利用，中间轴承润滑困难，仅能有一个输入和输出端，限制了传动装置的灵活性。
传送装置简图：
计算说明 一、 电动机的选择及运动参数的计算 1、 电动机的选择 1）工作机的使用功率Pw F=1500N,v=1.5m/s,ηw=0.96。
Pw=FV1000ηw=1500×1.51000×0.96=2.34Kw 2）计算所需电动机的功率Pd 齿式联轴器效率ηl=0.99，8级精度圆柱直齿轮效率ηc=0.97，深沟球轴承效率ηz=0.99。
η=ηl2ηc2ηz4=0.9920.9720.992=0.89 Pd=Pwη=2.340.89=2.63Kw 因载荷平稳额定功率只需略大于Pd即可，查表得取3Kw。
3）选择电动机的转速 工作转速为nw=60×1000VπD=60×1000×1.5π×240=119.4r/min 单级圆柱直齿轮传动比范围是3~4 两级圆柱直齿轮传动比范围是8~40 则电动机转速范围为n0=i×nw=8~40×119.4=955.2~4776.0r/min 取n=1500r/min 查表选择电动机型号为Y100L2-4 满载转速为1420r/min,额定功率为3Kw。
2、计算传动比 电动机满载转速为1420r/min, i=n0nw=11.9 分配传动比,i1=(1.3~1.4)i2，i1×i2=i。
取i2=3.02，,i1=3.94 3、计算各级运动和动力参数 1）计算各轴转速 n1=1420r/min n2=n1i1=14203.94=360rmin n3=n2i2=3603.02=119r/min 2）计算各轴功率 1轴：P1=Pdηl=2.63×0.99=2.60Kw 2轴：P2=P1ηcηz=2.60×0.97×0.99=2.50Kw 3轴：P3=P2ηcηz=2.50×0.97×0.99=2.40Kw 卷筒轴：Pw=P3ηlηz=2.40×0.99×0.99=2.35Kw 3）计算各轴的输入转矩 电动机输出轴的转矩 Td=9.55×106Pdnm=9.55×106×2.631420=1.85×104N∙mm 故1轴：T1=Tdηl=1.85×104×0.99=1.83×104N∙mm 2轴：T2=T1ηcηzi1=1.83×104×0.97×0.99×3.94=6.93×104N∙mm 3轴：T3=T2ηcηzi2=6.93×104×0.97×0.99×3.02=2.01×105N∙mm 卷筒轴：T卷=T3ηlηz=2.01×105×0.99×0.99=1.97×105N∙mm 4、 汇总表格 轴 功率/Kw 转矩/N.mm 转速/r/min 传动比/i 效率/η 电机轴 2.63 1.85×104 1420 1 0.99 1 2.60 1.83×104 1420 3.94 0.96 2 2.50 6.93×104 360 3.02 0.96 3 2.40 2.01×105 119 1 0.98 卷筒 2.35 1.97×105 119 二、 齿轮的传动设计计算 1、高速轴啮合齿轮计算 1）考虑此减速器及现场安装的限制，故大小齿轮选用软齿面渐开线直齿齿轮。大齿轮材料采用45钢正火，硬度为190HBW 小齿轮材料采用45钢调质，硬度为236HBW 2）σHlim1=570MPa，σHlim2=390MPa σFlim1=220MPa，σFlim2=170MPa 取SH=1，SF=1.25 [σ]H1=570MPa，[σ]H2=390MPa [σ]F1=176MPa，[σ]F2=390MPa 3）确定z1,z2。
取z1=24，z2=24×3.94=96.5，取z2=95 取Φd=1，k=1 u=95/24=3.96。
4）小齿轮的转矩T小=T1ηz=1.83×104×0.99=1.81×104N∙mm [σ]H=minσH1,σH2=390MPa 则d1≥76.63kT小(u+1)Φdu[σ]H2=76.6×31×1.81×104×(3.96+1)1×3.96×3902=40.62mm 5）模数m=d1/24=1.69mm，取m=2mm 中心距a=0.5m(z1+z2)=119mm 圆整a=120mm，令z1=96，则u=z1z2=4 η1＇=4-3.944=1.5% d1=z1m=48mm d2=z2m=192mm 齿宽b=Φdd1=48mm，取b2=50mm，b1=55mm 校核：齿根弯曲疲劳强度，查得齿形系数YF1=2.75，YF2=2.25，齿形系数与许用应力的比值为 YF1[σ]F1=2.75220=0.0125 YF2[σ]F2=2.25170=0.0132 因为YF2[σ]F2较大，故只校核齿轮2 σF2=2kT小YF2bd1m=2×1×1.81×104×2.2550×48×2=16.97MPa<[σ]F2 故设计合理 6） 齿轮参数 齿顶圆直径da1=52mm，da2=196mm 齿根圆直径df1=43mm，df2=187mm 2、 低速轴啮合齿轮计算 1）确定z1,z2。
取z1=22，z2=22×3.02=66.44，取z2=66 取Φd=1，k=1 u=66/22=3。
2） 小齿轮的转矩T小=T2ηz=6.86×104N∙mm [σ]H=minσH1,σH2=390MPa 则d1≥76.63kT1(u+1)Φdu[σ]H2=76.6×31×6.86×104×(3+1)1×3×3902=64.65mm 3）模数m=d1/22=2.94mm，取m=3mm 中心距a=0.5m(z1+z2)=132mm u=z1z2=3 η1＇=3.02-33=0.6% d1=z1m=66mm d2=z2m=198mm 齿宽b=Φdd1=66mm，取b2=70mm，b1=75mm 校核：齿根弯曲疲劳强度，查得齿形系数YF1=2.83，YF2=2.25，齿形系数与许用应力的比值为 YF1[σ]F1=2.75220=0.0128 YF2[σ]F2=2.25170=0.0132 因为YF2[σ]F2较大，故只校核齿轮2 σF2=2kT1YF2bd1m=2×1×6.86×104×2.2570×66×3=22.27MPa<[σ]F2 故设计合理 4） 齿轮参数 齿顶圆直径da1=72mm，da2=204mm 齿根圆直径df1=58.5mm，df2=190.5mm 三、轴的设计计算及校核 1、 确定基本轴径 σb=600MPa，取c=100 1轴：
dmm≥c3pn=110×32.601420=13.46 由于有键槽，故dmm≥13.46×1.03=13.86 取d=25mm 2轴：
dmm=c3pn=110×32.50360=20.99 取d=30mm 3轴：
dmm=c3pn=110×32.40119=29.94 由于有键槽，故dmm≥29.94×1.03=30.84 取d=32mm 2、 各轴段直径及长度数据 由于小齿轮1分度圆与选择的轴径相差较小，采用轴齿轮。
1轴：
位置 轴径/mm 长度/mm 联轴器 25 60 油封处 28 60 轴承 30 13 轴肩 36 98 齿轮处 52 55 轴肩 36 20 轴承 30 13 2轴：
位置 轴径/mm 长度/mm 轴承 30 27 小齿轮2 36 74 轴肩 38 12 大齿轮1 35 49 轴承 30 32 3轴：
位置 轴径/mm 长度/mm 轴承 40 32 大齿轮2 45 68 轴肩 49 10 空轴段 46 69 轴承 40 15 油封处 38 55 联轴器 32 80 3、 校核输出轴 （1） T3=9.55×106P3n=9.55×106×2.40119=2.01×105N∙mm Ft2=2Td2=2×2.01×105198=2030.30N Fr2=Ft2tan∝n=738.97N(∝n=20°) Fa2=0N （2） 确定轴的跨距: （3） 校核强度 水平方向 F1=Fr2×121.557.5+121.5=501.6N F2=Fr2-F1=237.37N M=F1×57.5=28842N.mm 弯矩图：
竖直方向 F1=Ft2×121.557.5+121.5=1378.11N F2=Fr2-F1=652.19N M=F1×57.5=79241.33N.mm 弯矩图 M=Mx2+My2=84327.03N.mm 合成弯矩图：
做转矩T图：
计算当量弯矩Me Me=M2+(αT)2 α=0.6 则齿轮处 Me=84327.032+(0.6×201000)2=147157.77N.mm 轴承2处 Me=(αT)2=0.6×201000=120600N.mm 则Me图：
可知，危险截面为齿轮处或者最右端，45钢材料，[σ-1]=55MPa 齿轮处：σeB=MeB0.1d3=147157.770.1×453=16.15MPa<[σ-1] 最右端：σeB=MeB0.1d3=1206000.1×323=36.80MPa<[σ-1] 故轴的强度足够。
四、 轴承的选择及寿命校核 1、 选择轴承 1轴和2轴的轴承内径为30mm选择6006深沟球轴承 3轴的轴承内径为40mm选择6008深沟球轴承 2、 校核轴承寿命 计算当量动载荷 因为 Fa=0，故P= Fr Fr1=F1x2+F1y2=501.62+1378.112=1466.56N Fr2=F2x2+F2y2=273.372+652.192=707.17N 故只校轴承1即可 ft=1，ε=3，c=17KN L10h=10660n(ftcP)ε=10660×119(170001466.56)3=218146.90h 五年二班制为5×250×16=20000h<L10h 故寿命合格。
五、键的选择及强度校核 齿轮键为普通平键，规格为14×56，k=h/2=4.5mm，工作长度l=(56-14)=42mm。
d=45mm，材料为45钢。
σp=125MPa σp=2Tdkl=2×2.01×10545×4.5×42=47.27MPa<σp 故强度合格 联轴器键为普通平键，规格为10×70，k=h/2=4mm，工作长度l=(70-10)=60mm。
d=32mm，材料为45钢。
σp=125MPa σp=2Tdkl=2×2.01×10532×4×60=52.34MPa<σp 故强度合格 六、联轴器的选择 Y100L电动机输出轴为28mm，选择齿式联轴器，输入轴上需要转矩为1.85×104N.mm，转速为1420r/min，故选择GICL2型齿式联轴器。
输出轴上的转矩为2.01×105N.mm，转速为119r/min，也选择GICL2型齿式联轴器。
七、润滑方式和密封方式选择 大齿轮1的转速n=360r/min，d=192mm，则其线速度v=nπd60=3.6ms>2m/s,所以轴承采用油润滑，下机座凸缘铸油沟，润滑油型号为L-AN68。齿轮采用浸油润滑。
机器在多尘环境下工作，输入轴和输出轴采用带有复唇的唇式密封圈的轴承端盖。
八、减速器箱体设计（单位均为mm） 低速轴传动齿轮中心距a=132 箱座壁厚δ=0.025a+3=6.3，取8 箱盖壁厚δ1=0.02a+3≥8，取8 箱盖凸缘厚度b=1.5δ1=12 箱座凸缘厚度b1=1.5δ1=12 箱座底凸缘厚度b1=2.5δ=20 地脚螺栓M16 轴承旁连接螺栓M12 上下箱体连接螺栓M10 螺栓连接距离l 150~200 轴承端盖螺栓 M8 检视孔螺钉直径 d=6 轴承座凸缘厚度 C=50 轴承旁凸台半径 R>16,取20 齿轮顶圆与内箱壁的距离 10 齿轮端面与内箱壁间的距离10 箱盖，箱座肋厚 8 九、附件设计 1、 通气器 齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。
选用通气器尺寸M18×1.5 2、 窥视孔和窥视孔盖 为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。
为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。尺寸为140×120。连接螺钉4×M6×20。
3、 油标尺 为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。
选用油标尺尺寸M6。
4、 油塞 为了排出油污，在减速器箱座最低部设置放油孔，并用油塞和封油垫将其封住。
选用油塞尺寸 M10×1.5 5、 定位销 保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。
选用GB117-86 A6×40 6、 启盖螺钉 在箱体剖分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有启盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。结构参见减速器总装图，尺寸取M10×1.5 7、 起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱盖上铸有吊耳。
为搬运整个减速器，在箱座两端凸缘处铸有吊钩 参考文献 [1] 宋宝玉 王瑜 张锋主编.机械设计基础（M）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2003年. [2] 张锋 王瑜主编.机械设计基础设计实践指导书（M）.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，2003年.
