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机械设计算说明书

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2020年4月19日
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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=1350×1.3/1000=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/η=Pw/1000KW.
（1）传动装置的总功率：
η总=η带× η2滚动轴承×η闭齿轮×η开齿轮×η滑×η平
=0.95×0.99×0.99×0.98×0.96×0.98×0.98
= 0.84
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/(1000η总) ×1.1
=1350×1.3/(1000×0.84) ×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=60×1000V/πD
=60×1000×1.3/(π×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=3~6。开式齿轮的传动比为；3~7。取V带传动比i1=2~4，则总传动比理时范围为i2=18~168。故电动机转速的可选范围为nd=ia×
n筒=（18~168）×51.75=589.68~8694r/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
3KW
1500r/min
1420r/min
2.2N/mm
外形尺寸（mm）
中心高
长×宽×高
安装尺寸
轴伸尺寸
键宽
100
380×282.5×245
160×140
28×60
8×24

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=27.44
2、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:　
Ｉ带＝２７.４４／（３.５×３.５）＝２.２４

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=9550×P1/n1=9550×2.3/1420=15.47N/m.　　
2、计算各轴;
P2=P0η带=2.3×0.95=2.19KW
N1=1420r/min
T2=9550P0/n0=9550×2.19/633.9=32.99N/m
P3=P2η闭η滚=2.19×0.98 ×0.99×0.99=2.10KW
n2=n1/i1=1420/2.24=633.9r/min
T3=9550P2/n2=9550×2.10/181.1=110.74N/m
P4=P3η开η滑=2.10×0.96 ×0.98=1.97KW
n3=n2/i2=633.9/3.5=181.1r/min
T4=9550P3/n3=9550×1.97/51.7=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
1420
2.3
15.47
i带=2.24
i闭=3.5
i开=3.5
2轴
633.9
2.19
32.99
3轴
181.1
2.10
110.74
4轴
51.7
1.97
363.9

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
=1.1×2.3
=2.53KW
2、         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50
d1d2应有如下关系；
d2=3(1-﹠)d1,d1>=75mm,
由于﹠≈(0.01～0.02)。取﹠=0.02
对比表13-9
取d1=71mm,则d2=155.9mm。
4、演算带速/
V=πd1n1/60/1000=3.14×70×1420/60/1000=5.28m/s.
带速在5～25m/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+π(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)
=375.9mm
6、计算小带轮包角
由《机械设计基础》P205式13-1得

α1=1800-（d2-d1）/a×57.30
=1800-（160-71）/375.9×57.30
=166.40>1200（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13-5△P0=0.03
由《机械设计基础》P217表（13-7）Kα=0.98
由《机械设计基础》P212式13-2KL=1.08
Z=PC/P’=PC/〔(P0+△P0)KαKL）〕
=2.53/〔(0.30+0.03) 0.98×1.08〕
=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/Kα-1）+qV2
=48.4N
则作用在轴承的压力FQ，
FQ=2ZF0（sinα1/2）=2×8×48.4×sin（166.4/2）
=769N
9.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
Z
375.9
5.28
71
160
8

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11-5
SHF=1.1, SFE=1.25
（2）、许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim由课本查得：
σHlim1=700Mpa σHlim2=540Mpa
[σH]1=σHlim11/SHF=730/1.1
=664Mpa
[σH]2=σHlim2/SHF=620/1.1
=564Mpa
(3)许用弯曲应力[σF]
[σFE]1=σEF1/SFE=600/1.25Mpa
=480Mpa
[σFE]2=σEF2/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=188
d1≧｛(2KT1(U+1)(ZeZh)2/[σH]2/∮dU｝1/3
=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
=0.8×48
=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=30×2=60mm
d2=mz=2×105=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=1.63
YFa2=2.2 YSa2=1.82
σF1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1
=2×1.5×33×1000×2.6 ×1.63/（40×4 ×30）Mpa
=87.4Mpa< [σF]1
σF2=σF1×YFa2×YSa2/（YFa1YSa1）Mpa
=87.4×2.2×1.82/2.6/1.63
=82.6Mpa< [σF]2
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V
V=πd1n1/（60×1000）=3.14×60×633.9/(60×1000)
=2.0m/s
参数
主动齿轮
从动齿轮
模数
2
2
齿数
30
105
中心距
135mm
传动比
3.5
分度圆直径
60
210
齿宽
45
40
圆周速度
2.0m/s

2、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，σHlim=730MPa。σFE=600MPa大齿轮选用ZG35SiMn钢，σHlim=620MPa，σFE=510MPa选8级精度。

由《机械设计基础》P171表11-5
SHF=1.1, SFE=1.25
（2）、许用接触应力[σH]
[σH]1=σHlim1/SHF=730/1.1
=664Mpa
[σH]2=σHlim2/SHF=620/1.1
=564Mpa
(3)许用弯曲应力[σF]
[σFE]1=σFlim1/SFE=600/1.25Mpa
=480Mpa
[σFE]2=σFlim2/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=188
D1≧｛(2KT1(U+1)(ZeZh)2/[σH]2/∮dU｝1/3
=71.84mm
齿数Z1=32,则Z2=3.5×32=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
=0.8×71.84
=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=2.5×32=80mm
d2=mz=2.5×112=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=1.63
YFa2=2.25 YSa2=1.80
σF1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1
=2×1.5×110.7×1000×2.6×1.63/（60×2.52×32）Mpa
=117.33Mpa< [σF]1
σF2=σF1×YFa2×YSa2/（Yfa1Ysa1）Mpa
=117.33×2.25×1.80/(2.60×1.63)
=112Mpa< [σF]2
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V
V=πd1n1/（60×1000）
=3.14×80×181.1/（60×1000）
=0.76m/s
参数
主动齿轮
从动齿轮
模数
2.5
2.5
齿数
32
112
中心距
180mm
传动比
3.5
分度圆直径
80
280
齿宽
65
60
圆周速度
0.76m/s
七、轴的设计计算
1、
对于轴1，由《机械设计课程设计》P245表（12-4）得选用45正火钢；
dmin=c(p1/n1)1/3
=110×(2.19/633.9)
=16.63mm
因为有键加5%
d=16.63×(1+5%)=17.5mm
d=20mm
各零件装配方案
零件
装配
轴向固定
周向固定
左
右
左轴承
从左装入
透盖
挡油环
过盈
右轴承
从右装入
挡油环
轴肩
过盈
闭式齿轮
从左装入
轴端挡板
轴肩
键

2. 对于轴2，由《机械设计课程设计》P245表（12-4）得选用45调质钢；
dmin=c(p2/n2)1/3
=110×(2.10/181.1)1/3
=24.90mm
因为有键，增加5%为26.15mm,取d=30mm.
各零件装配方案
零件
装配
轴向固定
周向固定
左
右
齿轮
由左装入
轴套
轴环
键
左轴承
由左装入
透盖
挡油环
过盈
右轴承
由右装入
挡油环
轴承盖
过盈
开式齿轮
由左装入
轴端挡板
轴肩
键

确定各轴段
1段 d1=30mm L1=62mm
2段 d2=35mm L2=57mm
3段 d3=40mm L3=24mm
4段 d4=42mm L4=30mm
5段 d5=45mm L5=38mm
6段 d6=d5+2h=59mm L6=14mm
7段 d7=d4=42mm L7=14mm
8段 d8=d3=40mm L8=24mm
总轴长 L总=263mm
轴承间距LAB=115mm

3、 轴的强度计算，
对于轴3；
已知T3=110740N.mm
D闭大=210mm
则圆周力Ft=2T3/d=1054.7N
径向力F=1007.7N
垂直面的支撑反力 F1r=F2r=Fr/2=192.0N
水平面支撑反力 F1h=F2h=Ft/2=527.4N

F力在支点处的反力
F1=FaK/L=1007.7×100/115
=876.3N
F2=F+F1=1884N
(4)Mar=F1v×L/2
=192×0.115/2
=11.04N.m

Mah=Fh×L/2
=527.4×0.115/2
=30.33N.m
M2f=FL=1007.7×100/1000
=100.8N
Maf=F1f×L/2
=876.3×0.115/2
=50.39N.m

Ma=(Mav2+Mah2)1/2+Maf
=(11.04×11.04+30.33×30.33)1/2+50.39
=82.7N.m
轴传递的转矩 T=d2/2=110.7N.m

求危险截面的当量弯距
Me=(Ma2+Αt2)1/2
=(82.7×82.7+0.6×0.6×110.7×110.7)1/2
=106.1N
计算危险截面处轴的直径。
d≧(Me/0.1/[-1b])1/3
=(106.1×1000/0.1/55)1/3
=26.8mm
因为有键加大5%为28.2mm
因为设计轴的5段为50mm>d
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》P155～156页 的内容，选6×50GB/T1096- ，
按挤压强度校核 σp=4T2/dhl=4 ×32.99 × 1000/6000 =22MPa
由表10-10知[σp]=725-150Mpa

对于轴3上的键，根据《机械设计基础》P155～156页 的内容得
右端键
由于d1=30mm 查表10-9选取8×50 GB/T1096-
σp =4T3/dhl=36.9Mpa<[σp]
选择键安全
左端键
d5=45mm 查表10-9 选择14×50GB/T1096-
σp =4T3/dhl=14.1Mpa<[σp]
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=1
Cr=fpP/ft(60nLh/Lh)1/3
=1.1×383.9×(15680×60×633.9/1000000)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
=1.1×383.9×(15680×60×181.1/1000000)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

ó
一级
0.025a+1≥8

10
箱盖壁厚
ó1
一级
8
箱座凸缘厚度
b
15
箱盖凸缘厚度
b1
1.5ó1=1.5×8=12
箱座底凸缘厚度
b2
2.5ó2=2.5×8.5=21.25
地脚螺钉直径
df
0.036a+12=0.036×140+12=17.04
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df=13

箱盖与箱座联接螺栓直径
d2
12
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df,d1,d2至外箱壁距离
C1
20
df,d2至凸缘边缘距离
C2
22
外箱壁至轴承座端面距离

50
大齿轮顶圆与内箱壁距离
Δ1
10
箱盖、箱座肋厚
m1,m
12
轴承端盖外径
D2
118
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