机械设计算说明书范本.doc

机械设计算说明书222020年4月19日文档仅供参考机械零件课程设计计算说明书题目:一级圆柱齿轮减速器学员旅 汽车指挥专业学员十队十一班设计者: 张 健学 号： 0302 270指导老师: 骆素君 教授时 间: 二零零九年六月三日机械设计课程设计计算说明书 目 录一、传动方案拟定2二、电动机的选择2 三、计算总传动比及分配各级的传动比 5四、传动装置运动参数及动力参数的计算 5五、V带的设计计算 7六、齿轮传动的设计计算 10七、轴的设计计算 16 八、连接装置设计计算 20 九、轴承的设计计算 21十、减速器壳体的设计选择 23十一，参考文献 24设计题目：一级圆柱齿轮减速器 设计者： 张 健指导教师：骆素君二九年六月 三 日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第五组：设计单级圆柱齿轮减速器传动（1） 工作条件：使用年限8年，每日工作8小时。（2） 原始数据；运输带曳力；1350N 带速；1.3m/s 滚筒直径D=480mm。 二、电动机的选择。 1、电动机的选择：工作机所需功率： Pw=FV/1000=13501.3/1000=1.76KW。2、电动机功率选择：按P11式（2-1）电动机所需要的工作功率为；Pd=Pw/=Pw/1000KW.（1）传动装置的总功率：总=带 2滚动轴承闭齿轮开齿轮滑平 =0.950.990.990.980.960.980.98= 0.84(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/(1000总) 1.1=13501.3/(10000.84) 1.1=2.3KW因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd，由机械设计课程设计P185表16-1，系列电动机技术数据，选用电动机的额定功率为3KW. 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.3/(480)=51.75r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。开式齿轮的传动比为；37。取V带传动比i1=24，则总传动比理时范围为i2=18168。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（18168）51.75=589.688694r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、和1500r/min 3000r/min.4、确定电动机型号根据容量和转速，经过比较，选择Y100l2-4型电动机，因为这型电动机转距较大，可使传动比适中，使减速器装置合理。Y100l2-4型电动机的技术参数；额定功率同步转速满载转速转距3KW1500r/min1420r/min2.2N/mm外形尺寸（mm）中心高 长宽高安装尺寸轴伸尺寸键宽100380282.52451601402860824三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒1420/51.75=27.442、分配各级伟动比令减速器的传动比为3.5开式齿轮的传动比为3.5.则带传动比:带.（.）.四、传动装置运动参数及动力参数计算1、电动机； P1=Pd=3KW =9550 n0=1420r/min, T1=9550P1/n1=95502.3/1420=15.47N/m.2、计算各轴; P2=P0带=2.30.95=2.19KW N1=1420r/min T2=9550P0/n0=95502.19/633.9=32.99N/m P3=P2闭滚=2.190.98 0.990.99=2.10KW n2=n1/i1=1420/2.24=633.9r/min T3=9550P2/n2=95502.10/181.1=110.74N/m P4=P3开滑=2.100.96 0.98=1.97KW n3=n2/i2=633.9/3.5=181.1r/min T4=9550P3/n3=95501.97/51.7=363.9N/m n4=n3/i=181.1/3.5=51.7r/min故可得下表；轴号转速r/min功率kw扭矩N.m传动比1轴14202.315.47i带=2.24i闭=3.5i开=3.52轴633.92.1932.993轴181.12.10110.744轴51.71.97363.9五、V带的设计计算 1、 求计算功率Pc; 查表13-8P43机械设计基础Ka=1.1 故；Pc=KaP =1.12.3 =2.53KW2、 选用V带的型号 选择普通V带 根据Pc=2.53KW,n1=1420r/min. 由机械设计基础P219得；选用Z型带，3、 确定带轮基准直径由机械设计基础P219表13-9，得；d1最小基准直径为50d1d2应有如下关系；d2=3(1-)d1,d1=75mm,由于(0.010.02)。取=0.02对比表13-9取d1=71mm,则d2=155.9mm。4、演算带速/V=d1n1/60/1000=3.14701420/60/1000=5.28m/s.带速在525m/s之间，合适。5、求带的基准长度Ld和中心距a 初步选取中心距；a0=1.5(d1+d2)=1.5(71+160)=346.5mm取a0=350mm由机械设计基础P205,式（13-2）得带长；L=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0) =1068.3 mm查机械设计基础P212表13-20取L=1120mm再由机械设计基础P220式13-16重新求实际中心距，a=a0+(Ld-L0)/2 =350+(1120-1068.3) =375.9mm6、计算小带轮包角 由机械设计基础P205式13-1得1=1800-（d2-d1）/a57.30 =1800-（160-71）/375.957.30 =166.401200（适用）7、确定带的根数根据课由机械设计基础P214表13-3P0=0.30KW由机械设计基础P216表13-5P0=0.03由机械设计基础P217表（13-7）K=0.98 由机械设计基础P212式13-2KL=1.08Z=PC/P=PC/(P0+P0)KKL） =2.53/(0.30+0.03) 0.981.08 =7.24取8根。8、计算轴上压力由机械设计基础P212表13-1查得q=0.07kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =48.4N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0（sin1/2）=2848.4sin（166.4/2）=769N9.带轮结构设计B=2f+(Z-1) 12=16+84=100mm带型号中心距mm带速m/s小齿轮直径mm大齿轮直径mm带根数Z375.95.28711608六、齿轮传动的设计计算1、对于减速器中的齿轮； （1）选择齿轮材料及确定许用应力 小齿轮选用40MnB调质，齿面硬度为270HBS。大齿轮选用2G35simn钢，调质，齿面硬度260HBS选8级精度。 由机械设计基础P171式11-5SHF=1.1, SFE=1.25（2）、许用接触应力HH= Hlim由课本查得：Hlim1=700Mpa Hlim2=540MpaH1=Hlim11/SHF=730/1.1=664MpaH2=Hlim2/SHF=620/1.1=564Mpa (3)许用弯曲应力FFE1=EF1/SFE=600/1.25Mpa=480MpaFE2=EF2/SFE=510/1.25Mpa=408Mpa（4）、按齿面接触强度计算取载荷系数为K=1.5齿宽系数为d=0.8小齿轮的转距为T1=32.99N/m由机械设计基础P171表11-4得Ze=188d1(2KT1(U+1)(ZeZh)2/H2/dU1/3=48mm齿数Z1=30,则Z2=105实际传动比为i=105/35=3.5模数m=d1/z1=1.6mm取m=2齿宽b=d1 =0.848 =38.4mm取b2=40, b1=45mm,小齿轮；齿顶圆；64m齿根圆；55mm大齿轮；齿顶圆；214齿根圆；205按机械设计基础P53表(4-1)，取m=3mm则；实际d1=mz=302=60mm d2=mz=2105=210mm中心距；a=(d1+d2)/2=(60+210)/2=135mm（5）、验算齿轮弯曲强度；由机械设计基础P173-174表（11-8，11-9）得YFa1=2.6 YSa1=1.63YFa2=2.2 YSa2=1.82 F1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1=21.53310002.6 1.63/（404 30）Mpa=87.4Mpa F1F2=F1YFa2YSa2/（YFa1YSa1）Mpa=87.42.21.82/2.6/1.63=82.6Mpa F2因此，是安全的。故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够（6）计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/（601000）=3.1460633.9/(601000)=2.0m/s参数主动齿轮从动齿轮模数22齿数30105中心距135mm传动比3.5分度圆直径60210齿宽4540圆周速度2.0m/s2、开式齿轮的计算；已知；i=3.6. n2=95.05r/min. P=2.99KW（1） 选择齿轮材料及确定许用应力; 由于是开式齿轮，工作条件较差；小齿轮选用40MnB,表面淬火，Hlim=730MPa。FE=600MPa大齿轮选用ZG35SiMn钢，Hlim=620MPa，FE=510MPa选8级精度。 由机械设计基础P171表11-5SHF=1.1, SFE=1.25（2）、许用接触应力HH1=Hlim1/SHF=730/1.1=664MpaH2=Hlim2/SHF=620/1.1=564Mpa (3)许用弯曲应力FFE1=Flim1/SFE=600/1.25Mpa=480MpaFE2=Flim2/SFE=510/1.25Mpa=408Mpa（4）、按齿面接触强度计算取载荷系数为K=1.5齿宽系数为d=0.8，已知小齿轮的转距为T2=111N/m由机械设计基础P171表11-4得Ze=188D1(2KT1(U+1)(ZeZh)2/H2/dU1/3=71.84mm齿数Z1=32,则Z2=3.532=112实际传动比为i=112/32=3.5模数m=d2/z2=71.84/32=2.24mm齿宽b=d2 =0.871.84 =57.47mm取b2=60mm, b1=65mm,按机械设计基础P53表(4-1)，取m=2.5mm则；实际d1=mz=2.532=80mm d2=mz=2.5112=280mm中心距； a=(d1+d2)/2=(80+280)/2=180mm（5）、验算齿轮弯曲强度；由机械设计基础P173-174表（11-8，11-9）得YFa1=2.60 YSa1=1.63YFa2=2.25 YSa2=1.80 F1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1=21.5110.710002.61.63/（602.5232）Mpa=117.33Mpa F1F2=F1YFa2YSa2/（Yfa1Ysa1）Mpa=117.332.251.80/(2.601.63)=112Mpad因此轴设计合格 八、连接装置的设计选择。 1、键的设计选择、d1=30mm 对于轴2上的键，根据机械设计基础P155156页 的内容，选650GB/T1096- ， 按挤压强度校核 p=4T2/dhl=4 32.99 1000/6000 =22MPa由表10-10知p=725-150Mpa 对于轴3上的键，根据机械设计基础P155156页 的内容得 右端键 由于d1=30mm 查表10-9选取850 GB/T1096- p =4T3/dhl=36.9Mpap选择键安全左端键 d5=45mm 查表10-9 选择1450GB/T1096- p =4T3/dhl=14.1Mpap因此键适用九、轴承的设计计算，2轴用6206 GB/T276-82 计算额定载荷由式16-3，表16-9求得；fp=1.1, ft=1Cr=fpP/ft(60nLh/Lh)1/3=1.1383.9(1568060633.9/1000000)1/3=3.544KN故此轴承设计合格3轴选用6208 GB/T276-82 Cr=fpP/ft(60nLh/Lh)1/3=1.1383.9(1568060181.1/1000000)1/3=2.34KN查表此轴承设计合格十、减速器壳体的设计选择。 减速器箱体尺寸 （mm） 名称符号减速器型式与尺寸关系圆柱齿轮减速器箱座壁厚一级0.025a+1810箱盖壁厚1一级8箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12箱座底凸缘厚度b22.52=2.58.5=21.25地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036140+12=17.04地脚螺钉数目n 4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13箱盖与箱座联接螺栓直径d212轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df,d1,d2至外箱壁距离C120df,d2至凸缘边缘距离C222外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内箱壁距离110箱盖、箱座肋厚m1,m12轴承端盖外径D2118轴承旁联接螺栓距离S 十一.参考文献1. 周开勤.机械零件手册.高等教育出版社.1989.2. 龚溎义.机械设计课程设计指导书.高等教育出社.1982 .3. 机械设计课程设计.北京工业大学出版社. .4. 龚溎义.机械设计课程设计图册. 高等教育出社.1965 .5. 杨可桢.机械设计基础.高等教育出社.1979 .心得体会虽然课程即将结束，可是这门课给我带来的收获却是受用一生的，课堂上让我知道设计机器的过程，对我来说虽然学到的只是基础知识，却让我学到了一种态度，在学习中要认真，从课程中我体会到认真的重要性，特别是在课程设计过程中，只要有一点大意就会带来很大的麻烦，因为自己的原因，没有能更好的学习好课程，我知道很让老师失望，老师给我们讲的都是我们真正所需要的，老师交给我的知识让我很受益，在大学里，这门课给我的收获是最大的，因为是敬爱的骆老师教给我宝贵的知识，会让我一生受益无穷。给我们授课的骆老师又和蔼又严肃，学习上对我们特别的严肃，可是课下对我们很和蔼。骆老师讲课同学都听的特别入神，课下有问题问老师的时候，老师总是很细心的给我把和那个问题有关的知识都讲清楚，让我很快就把不懂的知识点弄清楚了，骆老师在课堂上给我们讲授丰富的知识，在课下对每位同学都非常关心，我们真的很感动能有这样的好老师，给我们解决生活和学习中遇到的问题，给我们讲做人的道理，这些对我们以后的工作会有很大的帮助的。虽然课程即将结束，可是这门课程中学到的的知识会在以后的工作和生活中有着重要的作用，能让我们更好的工作，骆老师带给我的道理让我懂得如何做人，这些都会让我受益无穷，感谢骆老师，感谢老师给我一生受用的知识，亲爱的老师，辛苦了！ 张 健 二零零九年六月三日