机械设计基础课程设计
设计题目：一级圆柱齿轮减速器
内装1.高速轴
2.低速轴
3.齿轮
机械工程学院模具141班级
小组人员：
指导老师：
完成日期2015年2月31日
成绩 100
成都纺织高等专科学校
已知输送带工作拉力F=4.8KN，输送带工作速度V=1.7m/s，滚筒直径D=450mm，两班制，连续单项运转，载荷较稳定，使用折旧期为8年，室外工作，灰尘较大，环境最高温度35℃，三相交流电，电压380/220V；四年一次大修，三年一次中修，半年一次小修；一般机械厂制造，小批量生产。
电动机的选择
计算项目
计算内容及说明
主要结果
选择电动机的额定功率
∵查机械设计手册知：V带传动η带=0.96，滚动轴承η轴承=0.97，联轴器η联=0.98，卷筒η卷=0.96。
∴电动机至卷筒轴的传动效率η=η带η2轴承η齿η联=0.96×0.992×0.98×0.97=0.89
工作机的效率?w=η轴承η卷=0.99×0.96=0.95。则工作机所需的电动机输出功率：
Pd=Fv/1000ηηw=4800×1.7/1000×0.89×0.95=9.65（Kw）
查机械设计手册：
选电动机额定功率Pcd=11Kw。
Pd=9.65（Kw）
Pcd=11Kw
选择电动机的转速
卷筒轴工作转速ηw=600×1000╳1.7/3.14╳450＝72.19（r/min）
∵V带传动比i带＝2～4，单级直齿圆柱齿轮传动比i齿＝3～5则总传动比的合理范围i＝i带·i齿=6～20得电动机转速可选范围：
n=i·nw=（6～20）×72.19
=433。14～1443.8（r/min）
∴选电动机的同步转速n=1000r/min较合适。
查机械设计手册，确定电动机的型号为Y160L-6，满载转速nm=970r/min
nm=970r/min
传动装置的总传动比
传动装置的总传动比
i=nm/nw=970/72.19=13.44
i=13.44
分配各级传动比
分配V带传动比i1=3.2
单极直齿圆柱齿轮传动比i2=4.2
i1=3.2
i2=4.2
计算各轴的输入功率
小齿轮P1=Pd×η带=9.65×0.96=9.264KW
大齿轮P2=P1×η2轴承η齿
=9.264×0.992×0.97=8.81Kw
卷筒轴Pw=P2×η联η轴承=8.81×0.98×0.99=8.55Kw
P1=9.264Kw
P2=8.81Kw
Pw=8.55Kw
V带传动的设计
计算项目
计算内容及说明
主要结果
确定计算功率Pc
Pc=KA·Pd，已知Pd=9.625Kw查机械设计基础
表
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4.7得KA=1.2，
则Pc=1.2×9.65=11.58Kw
Pc=11.58Kw
计算带型
根据Pc=11.58KW和小带轮转速n1=nm=970r/min,按图4.12选择B型带
B型带
确定V带轮基准直径
查表4.8选取dd1=125mm由式(4-12)
∵n1/n2=i1
∴n2=n1/i1=970/303.125r/min
dd2=（n1/n2）dd1(1-ε)
=970/303.125×（1-0.02）
=392（mm）
查表4.8，选取dd2=400mm
取dd1=125mm
dd2=400mm
验算带速
由式（4-19）得
V=πdd1n1/60×1000=6.35m/s
带速V在5~25（m/s）范围内合适
确定带的基本长度
取中心距
0.7（dd1+dd2）
300采用轮辐式
V=6.35m/s<25m/s带轮均采用HT150制造
∵因已选取
dd1=125mm，dd2=400mm，得i1=dd2/dd1=400/125=3.2
∵i=i1·i2=13.44∴i2=i/i1=13.44/3.2=4.2
i1=3.2
i2=4.2
12，计算各级转速
小齿轮：
n1=nm/i1=970/3.2=303.125r/MM
大齿轮：
n2=n1/i2=303.125/4.2=72.19r/mm
卷筒轴：nw=n2=72.19r/mm
满足题目设计要求。
N1=303.125r/mm
N2=72.19r/mm
计算各轴的输入转矩
电机轴输入转矩：
Td=9550×Pd/nm=9550×9.65/970
=95.01N·m
小齿轮轴输入转矩：
T1=9550×P1/n1
=9550×9.264/303.125
=291.86N·m
大齿轮轴输入转矩
T2=9550×P2/n2
=9550×8.81/72.19=1165.47N·m
Td=95.01N·m
T1=291.86N·m
T2=1165.47N·m
单级直齿圆柱齿轮的传动的设计
计算项目
计算内容及说明
主要结果
1，选取
材料
关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料
和确定叙永应力
小齿轮材料：45钢，调制硬度为HB1=210~280HBS，计算中用215HBS1,
大齿轮材料：45钢，正火硬度为HB2=170~210HBS，计算中用185HBS
小齿轮许用应力：
[σ]H1=380+0.7HB1=380+0.7×215=530(MPa)
大齿轮许用接触应力：
[σ]H2=380+0.7HB2=380+0.7×215=510(MPa)
小齿轮许用弯曲应力：
[σ]F1=H0+0.2HB1=140+0.2×215=183(MPa)
大齿轮许用弯曲应力：
[σ]F1=140+0.2HB2=140+0.2×185=177(MPa)
接触疲劳强度计算齿轮的主要尺寸
（1）计算小齿轮所需传递的转矩下：
T1=9550×P1/n1
=9550×（9.264/303.125）×103
=2.92×100?
T1=2.92×100?
2，确定载荷系数K
3,计算齿数比
4，选择齿宽系数φd
据K=1.3~1.7，原动机为电动机，载荷较平稳，齿轮支撑为对称配置取较小值K=1.4
Μ=z2/Z1=i2=4.2
据齿轮为轮齿面和齿轮在两轴承间对称布置，由表6.9取Φd=1
K=1.4
μ=4.2
Φd=1
5，材料系数ZE
6,按式（6-28）计算小齿轮的分度圆直径d1
（7）确定齿轮的模数m
（8）按式（6-32）确定齿轮的齿轮数Z1和Z2
（9）计算齿轮的主要尺寸
（10）计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮精度
查表6.6得ZE=189.8MPa?
=95mm
∵中心距a=（d1/2）（1+μ）
=247（mm）
∴M=（0.007~0.020）×247
=1.729~4.94
按
标准
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模数系列（表6.1）
Z1=d1/m=95/2.5=38
故调整μ：
∵a=95（μ+1）/2=250μ=4.263
Z2=μz1=4.263×38=162
齿轮分度圆
d1=mz1=2.5×38=95mm
∴d2=mz2=2.5×162=405
齿轮转动的中心距：
a=（d1+d2）=（95+405）/2=250（mm）
齿轮宽度：
b=b2=φd·d1=1×95=95（mm）
b1=b2+(5∽10)=100∽105mm
取b1=100
V=πd1n1/60×1000=1.51m/s
按表6.14选取齿轮精度等级为8级精度
Z1=38
Z2=162
a=247.5mm
b2=95mm
b1=100m
m
V=1.51m/s精度为8级
3，较核齿根的弯曲疲劳强度
（1）选YFS并比较大小（2）计算大齿轮齿根的弯曲应力
查表6.8，z1=38 YFS1=4.02
Z2=162 YFS2=3.92
YFS1/[σ]=4.02/183=0.0220
d2，以便于轴承装拆）
故采用油润滑（查教材P245）毛毡圈密封，考虑非定位轴肩，取d4=51mm(d4>d3),以便于齿轮装拆,但因da1=100mm<2d4,查《简明机械零件设计手册》表10-25，d4轴段应与小齿轮做成整体---齿轮轴。
所以d4=df1=88.75mm,且小齿轮不需轴环段，d5=d3=50mm(同一轴上两轴型号尽量相同)
初选6210
d1=38mm
d2=44㎜
d3=50㎜
d4=88.75mm
d5=50mm
②轴端长度确定
由装配图知轴的长度尺寸分别为
L1=106mm,L2=75mm,
L3=33mm,L4=99mm,
L5=33mm
③两轴承的跨距
由于采用6210深沟球轴承，支点可选在轴承宽度一半处
L跨距=L3+L4+L5-B轴承
=33+99+33-20
=145mm
经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为72.5mm，齿轮为居中布置
L跨距=145mm
5.齿轮受力计算
分度圆直径
d1=mz=2.5×38=95mm
转矩
圆周力
Ft1=2T1/d1=2×291864÷38
=15361.26（N）
径向力
Fr1= Ft1tanα=5591.04(N)
d1=95mm
T1=291864 (N·M)
Ft1=6144.5（N）
Fr1=5591.04(N)
6.轴的强度计算
（1）画轴受力（a）
(2)在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内：
=290581N
RAH=2675.2(N)
V面内：
RAV=RBV=
=7686.63(N)
(3)绘制弯矩图：
H面内弯矩
MCH=72.5×(-
)=-388646.96(N·MM)
MAH=128×(-
)=371943.68(N·MM)
V面内弯矩图
MAV=0
MCV=72.5×RAV=556845.67 (N·MM)
合成弯矩图
MC=
=67906079(N·MM)
MA=
=371943.68(N·MM)
(4)绘制弯矩图
T1=291864N·mm
(5)绘制当量弯矩图
=701277.41N·mm
=411106.50N·mm
(6)校核危险截面C处的强度
故该轴的强度满足要求.
低速轴
计算项目
计算内容及说明
主要结果
1.选择轴的材料，确定许用应力
考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器，选用45钢调质处理，查表9.1得：
σb=637Mpa
[σb]-1=59Mpa
σb
=637Mpa
[σb]-1
=59Mpa
2,初步计算最小轴径
低速轴传递功率P2=8.81KW，由表9.2查得C=118～107则d1≥Ｃ·(p2/n2)?=59～53.5mm因轴上开一个键槽，故将轴径增大5％则d1×1.05≥61.95～56.175,
取轴径d1=63mm
d1=63mm
3，联轴器的选择
查教材表11-1，取联轴器的工作情况系数K=1.3，则计算转矩
Tc=KT2=1.3×1165.47
=1515.111（N·mm）
查手册表7-11
选取弹性柱销轴器的型号为LX4，轴径d1=63mm，轴孔径L=107mm
4.初步拟定轴上零件定位，固定和装配
单级减速器将齿轮安排在箱体中央（图15，但将轴反向放置）齿轮右端用套筒轴向定位，左面由轴环定位，周向依靠平键固定两轴承都以套筒定位，周向则采用小过盈配合固定。联轴器以轴肩和轴端挡圈轴向定位，平键做周向定位。轴做阶梯形，左端套筒，左轴承从左面装入，齿轮，右端套筒，右轴承，联轴器依次从右面装入。
5.轴的设计
轴径的设计
d1=63mm
d2=d1+2h=63+2×0.07×38=68.32.考虑该轴端上密封件尺寸，取d2=70mm轴承型号初选为6215深沟球轴承，轴承宽度B=25mm，则d3=75mm(符合轴承内径，同时d3>d2,以便于轴承装拆）)因为d3·n2=75×72.19=5437.31< 1.5×10^5(mm·r/min)故而轴承采用油润滑（查教材P245）毛毡密封圈。考虑非定位轴承，取d4=77mm（d4>d3,以便于齿轮装拆）定位轴环直径d5=d4+2h=77+(0.07～0.1)×62= 85.68～89.4mm
取d5=87mmd6=d3=75mm
d1=63mm
d2=70mm
d3=75mm
d4=77mm
d5=87mm
d6=75mm
②轴段的长度确定
由装配图知轴的长度尺寸分别为
L1=103mm,L2=38mm,
L3=69mm,L4=93mm,
L5=7mm,L6=33mm
③两轴承间跨距
由于6215深沟球轴承，支点可送在轴承宽度一半处。
L跨距=L3+L4+L5+L6-B轴承
=69+93+7+33-25
=177mm
经计算右轴承支点到齿轮支点距离为86mm
左轴承支点齿轮支点距离91mm。
L跨距=177mm
6.齿轮受力
分析
定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析
分度圆直径
转矩
圆周力Ft2=2T2/d2=5827.365 (N)
径向力Fr2= Ft2tanα=2120.99(N)
d2=405mm
T2=1165473(N·mm)
6.轴的强度计算
（1）画轴的受力图a
(2)在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内：Fr2×86-REH×177=0得REH=1017.81N
RFH=Fr2-REH=1076.99(N)
V面内：Fr2×86-REV×177=0得REV=2796.42(N)
RFV=Ft2-REV=2959(N)
(3)绘制弯矩图：
H面内弯矩图⑵MGH=REH×91=92620.71(N·MM)
V面内弯矩图⑶：
MGV=REV×109=254474 (N·MM)
合成弯矩图⑷：
=270805.69(N·mm)
(4)绘制转矩图
T2=1165473N·MM
(5)绘制当量弯矩图
=749889.03(N.mm）
(6)校核危险截面C处的强度
故该轴的强度满足要求。
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