机械专业课程设计项目说明指导书.docx

华南理工大学课程设计说明书题目单级圆柱齿轮减速器学院 ：设计学院专业 ：工业设计学号 ：30031109学生 ：罗贤军 指导老师：胡广华 7月9日设计说明书设计及说明结果一、传动方案确实定（以下图）：采取一般V带传动加一级斜齿轮传动。二、原始数据：a) 带拉力： F=5000Nb) 带速度： v=2.03m/sc) 滚筒直径： D=505mm三、确定电动机型号：1选择电动机类型：选择Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率：运输机主轴上所需要功率：Pw=Fv1000=50002.031000=10.15kW传动装置总效率：总=联轴轴承2齿轮V带w其中，查机械设计课程设计P6表2-3V带，V带传动效率V带=0.95齿轮，闭式圆柱齿轮效率（精度等级8）齿轮=0.97轴承，滚子轴承效率轴承=0.98联轴，弹性联轴器效率联轴=0.933w，工作机效率w=0.96所以：总=联轴轴承2齿轮V带w=0.9330.9820.970.950.96=0.844电动机所需功率：Pd=kPw=1.210.150.844=14.431kW查机械设计课程设计P152表16-1，取电动机额定功率为15kW。3选择电动机转速：工作机转速： nw=v601000D=2.036010003.14505=76.8r/min依据机械设计课程设计P5表2.2V带传动比范围i1=24，单级圆柱齿轮（闭式，斜齿）传动比i2=36，电动机转速范围：nd=nwi1i2=76.82436=460.81843.2r/min选择电动机同时转1000r/min，满载转速nm=970r/min。四、确定传动装置总传动比及各级分配：传动装置得总传动比： i=nmnw=97076.8=12。6取V带传动比：i1=2.5；单级圆柱齿轮减速器传动比：i2=5.041计算各轴输入功率：电动机轴Pd=14.431kW轴（高速轴）P1=1Pd=0.9514.431=13.71kW轴（低速轴）P2=23P1=0.970.9813.71=13.03kW2计算各轴转速电动机轴nm=970r/min轴n1=nmi1=9702.5=388r/min轴n2=n1i2=3885.04=76.98r/min3计算各轴转矩电动机轴Td=9550Pdnm=955014.431970=142.1Nm轴T1=9550P1n1=955013.71388=337.4Nm轴T2=9550P2n2=955013.0376.98=1616.5Nm4上述数据制表以下：参数轴名输入功率P（kW）转速n（r/min）输入转矩T（Nm）传动比i效率电动机轴14.431970142.12.50.96轴（高速轴）13.71388337.45.040.95轴（低速轴）13.0376.981616.5五、传动零件设计计算:1一般V带传动设计计算: 确定计算功率PcPc=KAPd=1.214.431=17.32kWKA依据机械设计P347附表2.6，此处为带式运输机，载荷变动小，天天两班制工作天天工作8小时，选择工作情况系数KA=1.2 选择V带型号依据机械设计P344附表2.5a，此处功率Pc=17.32kW和小带轮转速nm=970r/min，选择B型V带，d=180mm。 确定带轮基准直径dd1，dd2依据机械设计P344/P345，附表2.5a和附表2.5b取小带轮直径Dd1=180mm大带轮直径Dd2=450mm 验证带速v=Dd1nm601000=9.14m/s在5m/s25m/s之间。故带速度适宜。 确定V带基准长度和传动中心距a0初选传动中心距范围为：0.7(Dd1+ Dd2)a02(Dd1+ Dd2)，即441a01260，初定a0=500mmV带基准长度：L0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2500+3.142180+450+450-18024500=1454mm依据机械设计P349附表2.9，选择带基准直径长度L0=1600mm。实际中心距：a=a0+Ld-L02=500+1600-14542=573mm 验算主动轮包角1=180-Dd2-Dd157360=151.7故包角适宜。 计算V带根数zz=Pc(P0+P0)KaKL由nm=970r/minDd1=180mm依据机械设计P344/P345，附表2.5a和附表2.5b，P0=3.27kW P0=0.29kW依据机械设计表12-7，Ka=0.92依据机械设计附表2.9，KL=0.93z=17.323.27+0.290.920.93=5.69取z=6根。 计算V带适宜初拉力F0F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2依据机械设计P343附表2.2，q=0.19F0=50017.3269.142.50.92-1+0.199.142=287.1N 计算作用在轴上载荷Q=2zF0sin12=3340.7N V带轮结构设计（依据机械设计表14.1）（单位：mm）带轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度bp1414基准线上槽深hamin3.53.5基准线下槽深hfmin10.810.8槽间距e190.4190.4槽边距fmin11.511.5轮缘厚min7.57.5外径DaDd1=180mmDd2=450mm内径Ds3030带轮宽度B3=2f+ze =137mmB3=2f+ze=137mm带轮结构腹板式轮辐式V带轮采取铸铁HT200制造，其许可最大圆周速度为25m/s2齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选择斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：依据机械设计P382附表12.8小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=260大齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS2=255 初选择齿轮为8级精度(GB10095-) 初选螺旋角=12 初选小齿轮齿数z1=25；大齿轮齿数z2=5.0425=126取z2=126考虑到闭式软齿面齿轮传动最关键失效为点蚀，故按接触强度设计，再按弯曲强度校核。（2）按齿面接触疲惫强度计算确定计算参数传输扭矩T1=9.55106P1n1=3.37105（Nmm）载荷系数k：因载荷比较平稳，齿轮相对轴承对称部署，由表10-4取k=1.1齿宽系数a=0.5 许用接触应力H:由图10-26（c）查得Hlim1=720MPa Hlim2= 680MPa 安全系数由表10-5取sH=1则H1=Hlim1SH=720MPa H2=Hlim2SH=680MPaH1H2,所以应取较小值H2代入齿数比u=5.04，将以上参数代入下式得aHu+13(305H)2kT1au=186.8mm确定齿轮参数及关键尺寸 圆整中心距取a=187mm 计算模数mn=2acosz1+z2=2.4取标准值mn=2.5，合适降低齿数z1=24, z2=121修正螺旋角并计算关键尺寸=arccosmn（z1+z2）2a=14.2452 d1=mnz1cos=61.90mm d1=mnz2cos=312.10mm b=aa=93.5mm 圆整后取b2=94mm ，b1=102mm(3)校核弯曲疲惫强度依据式（10-35）得F=1.6kT1cosz1bmn2YFF许用弯曲应力：由图10-24（c）得Flim1=245MPa Flim2=240MPa 安全系数由表10-5取SF=1.3 则F1=Flim1SF=188.5MPaF1=Flim2SF=184.6MPa 当量齿数zv1=z1cos3=26.36 zv2=z2cos3=132.88 查图10-23得齿形系数YF1=2.69 YF2= 2.2 F1=1.6kT1cosz1bmn2YF1=41.89MPaF1 F2=F1YF2YF1=34.26MPaF2 (4)齿轮关键尺寸 齿轮传动几何尺寸，制表以下：(具体见零件图)名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距aa=mn(z1+z2)2cos187mm传动比ii=z2za5.04法面模数mn设计和校核得出2.5端面模数mtmt=mncos2.6法面压力角n标准值20螺旋角通常为82014.2452齿顶高haha=mn2.5mm齿根高hfhf=1.25mn3.125mm全齿高hh=ha+hf5.625mm齿数z24121分度圆直径dd=mnzcos61.9mm312.1mm齿顶圆直径dada=d+2ha66.9mm317.1mm齿根圆直径dfdf=d-2hf55.65305.85齿轮宽BB=aa93.5mm86.5mm螺旋角方向查表7-6右旋左旋（4）齿轮结构设计小齿轮采取齿轮轴，大齿轮采取腹板式六、减速器铸造箱体关键结构尺寸设计依据机械设计课程设计P14表3-1经验公式，列出下表：名称代号尺寸计算结果（mm）底座壁厚0.025a+17.58箱盖壁厚1(0.80.85)88底座上部凸缘厚度h0(1.51.75)12箱盖凸缘厚度h1(1.51.75)112底座下部凸缘厚度h2(2.252.75)20底座加强肋厚度e(0.81)8底盖加强肋厚度e1(0.80.85)17地脚螺栓直径d216(M16)地脚螺栓数目n表3-46轴承座联接螺栓直径d20.75d12箱座和箱盖联接螺栓直径d3(0.50.6)d8(M8)轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d12视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d460,80螺栓孔凸缘配置尺寸c1/c2/D0表3-222/20/30地脚螺栓孔凸缘配置尺寸c1/c2/D0表3-325/23/45箱体内壁和齿轮距离1.210箱体内壁和齿轮端面距离112底座深度H0.5da+(3050)190外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(510)47七、轴设计：1高速轴设计：（1）选择轴材料：选择45号钢，调质， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算轴最小直径依据机械设计课程设计P115表16-2，取A=110，dA3P1n1=110313.71388=36.1mm（3）轴结构设计因为和V带联接处有一键槽，所以直径应增大5%，考虑带轮机构要求和轴刚度，取安装带轮处轴径d=40mm，依据密封件尺寸，选择小齿轮轴径为d=55mm。初选择型号为30210圆锥滚子轴承，d=50mm D=90mm B=21.75mm。1) 两轴承支点间距离：L1=B1+21+22+B式中：B1，小齿轮齿宽，B1=93.5mm1，箱体内壁和小齿轮端面间隙，1=12mm2，箱体内壁和轴承端面距离，2=10mmB，轴承宽度， B=21.75mm代入上式得L1=93.5+212+210+21.75=159.25mm2) 带轮对称线到轴承支点距离：L2=B2+l2+k+l3+B3/2式中：，轴承盖高度l2=+c1+c2+5+t-2-B=8+22+20+5+10-10-21.75=33.25mmt，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，l3，螺栓头端面至带轮端面距离，l3=15mmk，轴承盖M8螺栓头高度，查机械设计课程设计P82表9-2可得k=5.3mmB3，带轮宽度，B3=118mm解得L2=21.752+33.25+15+5.3+1182=143.425mm（4）按弯扭合成应力校核轴强度 轴计算简图（见下图） 计算作用在轴上力小齿轮受力分析圆周力：Ft1=2T1d1=2337.4100061.9=10901N径向力：Fr1=Ft1tanncos=10901tan20cos14.2452=4094N轴向力：Fa1=Ft1tan=10901tan14.2452=2768N 计算支反力水平面：RAH=RBH=Ft12=5450.5N垂直面：MB=0RAVL1-Fr1L12+Fa1d2-QL1+L2=0RAV159.25-4094159.252+276861.92-3340.71159.25+123.425=0得：RAV=7439NF=0RBV=RAV-Q-Fr1=7439-3340.7-4094=4.3N 作弯矩图水平面弯矩：MCH=-Fa1d2=-276861.92=-85670Nmm垂直面弯矩：MAV=-QL2=-3340.7123.425=-412326NmmMCV1=-QL2+L12+RAHL12=-3340.7123.425+159.252+5450.5159.252=-244333NmmMCV2=-RBVL12=-4.3159.252=-342Nmm合成弯矩：MA=MAV=-412326NmmMC1=MCH2+MCV12=(-85670)2+(-244333)2=258917NmmMC2=MCH2+MCV22=(-85670)2+(-342)2=85671Nmm 作转矩图T1=144400Nmm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数=0.6，则：McaD=MD2+T12=02+0.63374002=202440NmmMcaA=MA2+(T1)2=(-412326)2+(0.6337400)2=459342NmmMcaC1=MC12+T12=2589172+0.63374002=328664NmmMcaC2=MC22+(T1)2=(85671)2+(0.6337400)2=219821Nmm 按弯扭合成应力校核轴强度.轴材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时许用应力-1b=60MPa由弯矩图能够知道，A剖面计算弯矩最大，该处计算应力为：caC2=McaAWMcaA0.1dA3=4593420.1503=36.75MPa-1b=60MPaD剖面轴径最小，该处计算应力为：caD=McaDWMcaD0.1dD3=2024400.1403=31.63Pa-1b=60MPa均满足强度要求。2低速轴设计（1）选择轴材料：选择45号钢，调质， HBS2=250(GB699-1988)（2）初步估算轴最小直径依据机械设计课程设计P115表16-2，取A=110，dA3P2n2=110313.0376.98=60.8mm（3）轴结构设计考虑联轴器结构要求及轴刚度，取装联轴器处轴d=65mm，依据机械设计课程设计P150表15-4。十字滑块联轴器处轴径取d=65mm，安装长度L1=125mm。按轴结构和强度要求选择轴承处轴径d=75mm，初选型号为30215型圆锥滚子轴承，d=75mm D=130mm B=27.25mm。3) 两轴承支点间距离：L3=B2+21+22+B式中：B2，大齿轮齿宽，B2=86.5mm1，箱体内壁和小齿轮端面间隙，1=12mm2，箱体内壁和轴承端面距离，2=10mmB，轴承宽度，选择30214型轴承，B=27.25mm代入上式得L3=86.5+212+210+27.25=157.75mm4) 联轴器对称线到轴承支点距离：L4=B2+l2+k+l3+B3/2式中：，轴承盖高度l2=+c1+c2+10+t-2-B=8+22+20+10+5-10-27.25=27.75mmt，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，l3，螺栓头端面至联轴器端面距离，l3=15mmk，轴承盖M8螺栓头高度，查机械设计课程设计P82表9-2可得k=5.3mmB3，联轴器安装长度，B3=125mm解得L4=27.252+27.75+5.3+15+1252=124.175mm（4）按弯扭合成应力校核轴强度 计算作用在轴上力小齿轮受力分析圆周力：Ft1=2T2d2=21616.51000312.1=10359N径向力：Fr1=Ft1tanncos=10359tan20cos14.2452=3890N轴向力：Fa1=Ft1tan=10359tan14.2452=2630N 计算支反力水平面：RAH=RBH=Ft12=5179.5N垂直面：MB=0RAVL3-Fr1L32-Fa1d22=0RAV157.75-3890172.752-2630312.12=0得：RAV=4547NF=0RBV=RAV-Fr1=4547-3890=657N 作弯矩图水平面弯矩：MCH=-RAHL32=-5179.5157.752=-408533Nmm垂直面弯矩：MAV=0NmmMCV1=RAVL32=4547157.752=358645NmmMCV2=-RBVL32=-657157.752=-53241Nmm合成弯矩：MA=MAV=0NmmMC1=MCH2+MCV12=(-408533)2+(358645)2=543623NmmMC2=MCH2+MCV22=(-408533)2+(-53241)2=411988Nmm 作转矩图T1=1616500Nmm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数=0.6，则：McaA=MA2+(T1)2=(0)2+(0.61616500)2=969900NmmMcaC1=MC12+T12=5436232+0.616165002=1111860NmmMcaC2=MC22+(T1)2=(411988)2+(0.61616500)2=1053774Nmm 按弯扭合成应力校核轴强度.轴材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时许用应力-1b=60MPa由弯矩图能够知道，C1剖面计算弯矩最大，该处计算应力为：caC2=McaC1WMcaC10.1dC13=11118600.1803=21.7MPa-1b=60MPa 联轴器处轴颈最小 caD=McaDWMcaD0.1dD3=9699000.1653=35.32MPa-1b=60MPa 均满足强度要求。八、滚动轴承选择和计算初定高速轴轴承型号30210，低速轴上轴承型号30215.1高速轴滚动轴承校核 初步选择轴承：选择30210， e=1.5tan=1.26Cr=72.2kN 轴承径向载荷R1=RAH2+(RAV)2=5450.52+74392=9222NR2=RBH2+RBV2=5450.52+-4.32=5451N轴承轴向载荷：S1=5950N S2=3517N 外部轴向力：F=2768NS2F+S1A1=F+S1=2768+5950=8718NA2=S1=5950NA1R1=59509222=0.65e查机械设计P370附表9.1 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=0.4cot=0.48P1=X1RA+ Y1A1=9222NP2=X2RB+Y2A2=6365N由此可见，P1P2，应该验算P1。 验算滚动轴承寿命在常温下工作，轻微冲击，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1Lh=10660n(fTCfFP1)=388(172.19222)103=29791h15000h 选择轴承适宜。2低速轴滚动轴承校核 初步选择轴承：选择30215， e=1.26Cr=135kN 轴承径向载荷R1=RAH2+(RAV)2=5179.52+45472=6892NR2=RBH2+RBV2=5179.52+6572=5221N轴承轴向载荷：S1=4446N S2=3368N 外部轴向力：F=2630NS1F+S2A1=F+S2=2630+3368=5998NA2=S2=3368NA1R1=59986892=0.87eA2R2=33685221=0.65P2，应该验算P1。 验算滚动轴承寿命在常温下工作，轻微冲击，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1Lh=10660n(fTCfFP1)=388(11350001.16892)103=3192446h15000h选择得轴承适宜。九、联轴器选择和计算电动机，转矩改变小，选择工作系数K=1.5Tca=1.51.31616.5=1865.2Nm依据工作条件，选择十字滑块联轴器，查机械设计课程设计P150表15-4得，许用转矩T=Nm，许用转速n=250r/min；配合轴径d=65mm，配合长度L=125mm，C型键。十、键联接选择和强度校核1高速轴和V带轮用键联接 选择圆头一般平键（A型）轴径d=40mm，及带轮宽B3=118mm依据机械设计课程设计P95页表10-1，选择A12100（GB/T 1096-1979） 强度校核：键材料选为45号钢，V带轮材料为铸铁。依据机械设计P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力p=100120MPa ，键工作长度l=L-b2=94mm挤压应力b=4Thld=4337.4100089440=44.9MPap满足要求2低速轴和齿轮用键联接 选择圆头一般平键（A型）轴径d=80mm，及带轮宽B3=86.5mm依据机械设计课程设计P95页表10-1，选择A2280（GB/T 1096-1979） 强度校核：键材料选为45号钢。依据机械设计P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力p=100120MPa，键工作长度l=L-b=58mm挤压应力b=4Thld=41616.51000145880=99.5MPap满足要求3低速轴和联轴器用键联接 选圆头一般平键（A型）轴径d=65mm，及轮毂长B2=125mm依据机械设计课程设计P95页表10-1，选择A18110（GB/T 1096-1979） 强度校核：键材料选为45号钢。依据机械设计P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力p=100120MPa，键工作长度l=L-b2=101mm挤压应力b=4Thld=41616.510001110165=89.5MPap满足要求十一、减速器润滑1. 齿轮传动圆周速度v=d1n1601000=3.1461.938860000=1.26m/s因为v12m/s，所以采取浸油润滑；由机械设计课程设计P140表14-1，选择LAN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中深度大约1-2个齿，但不应少于10mm。2轴承润滑因为v2m/s，采取脂润滑，由机械设计课程设计P141表14-2选择钙基润滑酯LXAAMHA2(GB491-1987)，只需要填充轴承空间1/21/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中油不能浸入轴承稀释润滑酯。十二、课程设计总结课程设计这两周，天气很热，而且为了赶进度，常常要熬夜，差不多能够称作是废寝忘餐。课程设计过程因为用计算量大轻易犯错，很轻易心情烦躁。而我们整天坐着计算、画图，天天全部是腰酸背痛。课程设计这两周是痛苦，不过也有着很大收获。在计算、画图、标注等过程中要不停地查资料、翻书，几乎调动并巩固了所学知识。在这过程中，我对机械设计这门学科知识比以前更了解了。在课程设计过程中，十分轻易犯错，为了避免错误，一名设计人员应该要含有小心谨慎素质。F=5300N V=2.03m/sD=505mm电动机型号为Y180L-6Ped=15KWi1=2.5i2=5.04Dd1=180mmDd2=450mmL0=1454mma=573mmz=6Q=3340.7Nz1=24z2=121a=187mmd1=61.9mmd2=312.1mmL1=159.25mmL2=143.425mmL3=157.75L4=124.17530210型圆锥滚子轴承30215型圆锥滚子轴承 A12100（GB/T 1096-1979）A2280（GB/T 1096-1979）A18110GB/T1096-1979