一级减速器课程设计.doc

1、 机械设计课程设计题 目： 一级圆柱齿轮减速器的设计 专业年级： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 机械工程系完成时间： 2012 年 7 月 6 日机械设计课程设计任务书学生姓名： 学号： 专业： 任务起止时间：2011年 6 月 18日至 2011年7 月6日设计题目：设计带式输送机中的传动装置机械原理课程设计工作内容：一传动方案如下图1所示：1电动机；2V带传动； 3单级圆柱齿轮减速器4联轴器；5带式输送机；6鼓轮；7滚动轴承图1 带式输送机减速装置方案图二、工作条件单向连续平稳转动，常温下两班制工作，空载启动，装置寿命为7年。三、原始数据鼓轮直径d/mm200传送带运行速度V/m/s1

2、.6运输带上牵引力F/N2000四、设计任务：1.减速器装配图一张（A1图纸）2.低速轴零件图一张（A3图纸）3.齿轮零件图一张（A3图纸）2.设计说明书一份在三周内完成并通过答辩。资料：机械原理工程力学机械制图指导教师签字： 年 月 日 目 录一、传动方案拟定 1二、电动机选择 1三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比3四、传动装置的运动和动力参数设计4五、 V带的设计5六、齿轮传动的设计6七、 轴的设计9八、箱体结构设计16九、键联接设计20十、滚动轴承寿命计算20十一、密封和润滑的设计21十二、联轴器的设计21十三、设计小结22十四、参考文献22十五、心的体会 23计算过程及计算说明

3、一、传动方案拟定第组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限7年，工作为二班工作制，载荷平稳，常温环境，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力F=2000 N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=300mm；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器 4.连轴器 5.滚筒 6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护

4、方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，故能适用于减速器。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：d总 (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/(1000总) (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=其中： 表示普通V带的传动效率，取0.96 表示一对圆柱齿轮（闭式）效率，取0.97 表示滚动轴承效率，取0.98 表示弹性联轴器效率，取0.99 则：总=0.960.970.980.99 =0.83所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(20001.6)/(10000.83) =3.84 (kw)3、确定电动机转速 毂轮

5、工作转速为： N毂轮601000V/（D） =(6010001.6)/（300） =102 r/min根据手册8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=36。取带传动比=5 。则总传动比理论范围为：a30。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian毂轮 =(630)102 =6123060 r/min根据容量和转速，由手册P67查出适用的电动机型号：（如下表）综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格，比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其外形和安装尺寸如下：方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量（N）参考价格（元）同步转速满载转速1Y112M-44

6、15001440680752三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒 =1440/102 =14总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比 ia=i0i （式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P8，取i0=2.8（普通V带 i=24）因为：iai0i所以：i iai0 14/2.8 5由指导书的表1得到：1=0.962=0.973=0.984=0.99四、传动装置的运动和动力参数设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i

7、1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=1440/2.8=514 （r/min）轴：n= n/ i1 =514/5=102.8 r/min 毂轮轴：n =n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=40.96=3.9（KW）轴： P= P12= P23 =3.90.970.98 =3.7（KW）毂轮轴： P= P23=

8、 P24 =3.70.980.99=3.6（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95504/1440=26.5Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=26.52.80.96=71.2 Nm 轴： T= Ti112= Ti123 =71.250.990.98=345.4 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =335.1 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=3.90.98=3.8 KWP= P轴承=3.70.98=3.6 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承

9、=71.20.98=69.8 NmT = T轴承 =345.40.98=338.5 Nm五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KAP=1.14=4.4（ KW） 根据课本P134图8-11得知其交点在A型 带范围内，故选A型带： （2）确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=90mmd2=2.890=252mm 由表8-8取d2=252mm (误差小于5%，故允许)带速验算： V=n1d1/（100060） =144090/（100060） =6.78 m/sV介于525m/s范围内，故合适 （3）确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（

10、90+252）a02（90+252） 238 a0680 初定中心距a0=500 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（90+252）/2+（252-90）2/(4500) =1546.6 mm由表8-2选用Ld=1600 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1546)/2=526.7 mm （4）验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(252-90)57.3/526.7=16290 合适 （5）确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =3.79 故要取4根A型V带（6

11、）计算轴上的压力 由课本上的初拉力公式有 F0=500PC（2.8-K）/ (Kzv) +qv2 =5004.4（2.8-0.96）/（0.9646.78）+0.16.782 =136.9 N (7).作用在轴上的压力 Fp=2zF0sin(/2) =24136.9sin(162/2)=1074.6 N 六、齿轮传动的设计： (1) 选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40号钢调质，齿面硬度为280HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为240HBS。因为减速器为一般工作机器，故齿轮精度初选7级 (2) 初选主要参数 Z1=24 ，u=

12、5 Z2=Z1u=245=120 取整为120（3）按齿面接触疲劳强度计算 根据课本10-9a公式试算算小齿轮分度圆直径 d1 a. 确定各参数值i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.98由课本P134表9-5查得KA=1.1由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm 载荷系数 试选 K=1.3 小齿轮传递的转矩=9.55106P/n1 =71000 Nm 材料弹性影响系数 由课本表10-6 ZE=189.8 由课本图10-21d 按照齿面硬度查得小齿 轮的接触疲劳强度极限600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限550MP

13、a 由式10-13计算应力循环次数 N1=60njLn=605141（283657）=12.6 N2=12.68/5=2.5 由课本图10-19取接触疲劳寿命系数0.9, 0.95 计算解除疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得 b.计算 试算小齿轮分度圆直径d，取两式计算中的较小值，即H=528Mpa于是 d12.32 = =56mm 计算圆周速度V1.5m/s 计算齿宽b,以及齿宽与齿高之比b/h 156=56 确定模数 m=d1/Z1=56/24=2.3 取标准模数值 m=2 齿高h=2.32.25=5.2 所以b/h=10.7 计算载荷系数 根据V=1.5m/s

14、，7级精度，由课本图10-8查得载荷系数Kv=1.5，直齿轮 由表10-2查得使用系数 由课本表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时,由b/h=10.67 查课本图10-13得,故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得 计算模数d1=58mm m=58/24=2.4 (4) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 a .确定公式内的各计算数值 由课本式10-5得到弯曲强度的设计公式为 由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲强度极限 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85, 0.88 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1

15、.4，由课本式10-12得 分别为303.57 Mpa 238.86Mpa 计算载荷系数K K=KAKVKFaKFb=11.111.35=1.5 查取齿形系数 由课本表10-5查得YFa1=2.65; YFa2=2.16 查取齿应力校正系数 由课本表10-5查得 YSa1=1.58;YSa2=1.81 计算大小齿轮的并加以比较 YFa1YSa1/F1=2.651.58/303.57=0.013818 YFa2YSa2/F2=2.2361.754/238.86=0.010684 所以大齿轮的数值大b.设计计算 m（2KT/dZ2(YFaYSa/F)）1/2 =（21.485145.055/（12

16、4）0.01644）=1.57 对比此结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根圆弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.57mm，并就近圆整为标准值2 mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=58，算出小齿轮齿数 Z1=d1/m=58/2=29，大齿轮齿数, Z2=529=145 这样设计出的齿轮传动既满足齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费 （5）几何尺寸计算 d1=Z1m=292=58mm d2=Z2m=1452 =290mm （2）计算中心距

17、a=（d1+d2）/2=174mm （3）计算齿轮宽度 b=dd1=158=58mm （6）齿轮的结构设计及绘制零件图（附A2图纸） 七 轴的设计1高速轴的设计 (1)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBSD1= (2)确定轴各段直径和长度 由于带轮与轴通过键联接，取D1=25mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f =65mm 则第一段长度L1=65mm根据手册p102和p103的确定准则依次得到、和、的值 两轴承间跨度： 经过计算左轴承的支点到齿轮支点距离为60mm，故齿轮应该居中布置 (3)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=58mm作用在齿轮上的

18、转矩为：T1 =117.33Nm 求圆周力：FtFt=2T2/d1=2117.331000/70N=3351.4N 求径向力FrFr=Fttan=3351.4tan200=1219.8NFt，Fr的方向如下图所示（4） 轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1675.7 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr35/70=609.9N （5）画弯矩图 水平面的弯矩：MC=RA35=58.65 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA35=21.35 Nm 合成弯矩： （6）画转矩

19、图： T= Ftd1/2=Nm （7）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得：（8）判断危险截面并验算强度剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Me=71.65Nm D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： 考虑倒角取d24.991.05=26.24mm d1=32mm26.24mm 所以确定的尺寸是安全的 。 2 低速轴的设计 (1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HB

20、S根据课本表15-3，取c=112d（3） 联轴器的选择 计算转矩 查标准GB/T 50142003，选用HL4型弹性柱销联 轴器，半联轴器长度为l1=84mm, (4)确定轴各段直径和长度根据手册第101页确定各段轴尺寸直径部分： 长度部分： 两轴承间跨度计算：经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为62mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=290mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =507Nm 求圆周力:Ft=2T2/d2=2507/0.275=3687N 求径向力Fr=Fttan=3687tan200=1342N Ft，Fr的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作

21、用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1843.5 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 671N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 41.602Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=114.297Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=184.525Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相

22、邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=164.475Nm ,由课本查表有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/()=164.475/Pa=9.1375Mpa-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13) =310.531000/(0.1453)=34.1Mpa -1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：（在下页）绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计（1）窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔

23、上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来，尺寸设计根据手册第89页。（2）放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注，尺寸设计根据手册第90页确定。（3）油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件，尺寸设计根据手册第85页确定。（4）通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能，尺寸设计根据手册第94页右图确定。（5）启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，

24、联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整，参考手册第76页选用M10型号的螺钉。（6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置，尺寸参考手册p84确定。（7）调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用，尺寸参考手册p80确定。（8）吊环和吊钩 在机盖上装有铸出吊环或吊钩，

25、用以搬运或拆卸机盖，尺寸参考手册p86确定。（9）密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，尺寸参考手册p87和p88确定。（10）箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df18地脚螺钉数目N4轴承旁联结螺栓直径d114机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d7df，d1, d2至外机壁距离C1df， d2至凸缘边缘距离C2轴承旁凸台半径R

26、1凸台高度H 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离L1 46大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2998轴承端盖凸缘厚度T 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=32mm,L1=78mm查手册得，选用A型平键，得：A键 108 GB1096-90 L=0.85L1=66.3mm选键长70mmT=129.94Nm h=8mm根据课本P106（6-1）式得p=2T/(dhL)=4129.941000/（32

27、870） =29.01Mpa R (60Mpa)2.小齿轮上的键轴径d1=42mm L2=63mm T=117.33Nm查手册 选B型平键 GB1096-90B键128 GB1096-90查课本106页取l=100mm h=9mm p=2T/（dhl）=4117.331000/（42863） = 22.17Mpa p (60Mpa)3、联轴器采用平键连接轴径d1=45mm L2=112mm T=507.2Nm查手册 选B型平键 GB1096-90B键149 GB1096-90查课本106页取l=100mm h=9mm p=2T/（dhl）=2507.21000/（459100） = 25.05

28、Mpa p (60Mpa)4、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d4=57mm L4=68mm T=507.2Nm查手册P83 选用A型平键键1811 GB1096-90查课本p106取l=63mm h=11mmp=2T/（dhl）=4507.21000/（571163）=51.36Mpa p (60Mpa)十滚动轴承寿命计算根据条件，轴承预计寿命Lh=736016=40320小时1.输入轴的轴承寿命计算（1）初步计算当量动载荷P查表13-4 ft=1.00 13-6 fp=1.1 =3 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fpFr=1.1609.9N（2）求轴承应有的径向基本额

29、定载荷值查手册p69-p70，选择16008轴承 Cr=9.70KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承寿命计算（1）初步计算当量动载荷P查表13-4 ft=1.00 13-6 fp=1.1 =3因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=fpFr=1.1671=738.1N查手册轴承基本额定负荷=23.2KN由课本式13-5有预期寿命足够此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时

30、，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑，其尺寸根据手册p87确定。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳

31、，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.5（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 501485，选用HL4型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=4000r/m ,故符合要求。十三、设计小结 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深

32、化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。十四参考文献 1 机械设计 2 机械设计手册 3 机械精度设计与质量保证 4 工程制图 十五、心得体会 机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。键128键word文档 可自由复制编辑