一级圆柱齿轮减速器设计.doc

机械设计基础课程设计说明书设计题目：一级圆柱直齿减速器 院 系 ： 专 业 ： 班 级 ： 姓 名 ： 学 号 ： 指导教师 ： 目录一带式运输机传动装置的设计-3-二原动机的选择.-3-三传动方案设计.-5-四传动装置总体参数设计-6- (一). 计算总传动比及分配各级传动比-6- (二). 计算各轴的功率和转矩-6- (三). 验证运输带速度.-6-五. 设计带传动-7-六. 大小齿轮的选择与设计-10-七轴的设计和校核计算.-12- （一). 主动轴的设计及其校核计算.-12-（二). 从动轴的设计及其校核计算.-15- 八. 滚动轴承的选择及校核计算.-20- （一). 主动轴上的轴承及其校核计算.-20- （二). 从动轴上的轴承及其校核计算.-21- 九. 键联接的选择及校核计算.-22- （一). 根据轴径的尺寸，选择键.-22- （二). 键的强度校核.-22- 十. 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算.-23- 十一. 润滑与密封.-25- 小结.-26- 参考资料目录-26-一带式运输机传动装置的设计已知条件：1. 工作条件：使用期限10年，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%2.运输机工作拉力：F=610N3.运输带工作速度：V=1.5m/s4.卷筒直径：D=250mm二原动机的选择1.选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2.选择电动机的功率工作机所需功率：Pw=，故Pw=kw= 0.915kw工作机实际需要的电动机输出功率：Pd=其中查课程设计指导书表2.3得：为V带轮的传动效率为0.96 为7级精度的一般齿轮的传动效率为0.98 为联轴器的效率为0.99 为轴承的效率为0.99 为卷筒效率0.96 , 为卷筒轴承效率0.99故Pd=kw=1.055kw3. 选择电动机的转速 nw=(60×1000V)/(D)=114.65r/min查课程设计指导书表2.2得：V带传动其传动比常用值i1为2-4 圆柱齿轮其传动比常用值i2为3-5故电动机的转速大致范围为：2×3×114.65r/min=687.9r/min 4×5×114.65r/min=2293r/min故对Y系列电动机来说可选择同步转速为1500r/min.1000r/min和750r/min但由于750r/min的电动机价格比较高.若选择1500r/min则减速器的体积会过大，故选择转速为1000r/min的。根据机械设计基础课程设计指导书附表8.1考虑所选电动机数据如下表： 电动机的主要技术数据电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/min）堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y90L-61.19102.02.0三 传动方案设计对该带式输送机的传动方案：一级圆柱齿轮减速器，由电动机通过带传动带动减速器转动，减速器通过联轴器带动卷筒来实现传动，其传动装置结构简图如下：注：图中标明的（1）、（2）、（3）依次为1、2、3轴，以下计算均参考此图。四传动装置总体参数设计(一). 计算总传动比及分配各级传动比其总传动比i=nm/nw=910/114.65=7.94，设带轮的传动比i1=2.5，则齿轮的传动比i2=7.94/2.5=3.176，故各轴的转速为:n1=nm/i1=910/2.5r/min=364r/min n2=n1/i2=364/3.176r/min=114.61r/min， n3=n2=114.61r/min (二). 计算各轴的功率和转矩各轴的功率：Pd=1.055kw， = 1.055×0.96kw=1.013kw =1.013×0.98×0.99kw=0.983kw =0.983×0.99×0.99kw=0.963kw 各轴的转矩：N.m11.07×2.5×0.96N.m=26.568N.mN.mN.m (三).验证运输带速度V=(D×n3)/(60×1000)m/s=(3.14×250×114.61)/(60×1000)m/s=1.499m/s运输带速度误差：(1.499-1.5)/1.5=0.06%<5%，所以合适五.设计带传动由电动机的型号Y90L-6，查机械设计基础课程设计指导书附录8可知其外伸毂轮直径D=24mm其输入功率Pd为1.055KW，转速n=910r/min1. 计算功率PC查机械设计基础表8.21得KA=1.2故PC=KAPd=1.21.055KW=1.266KW2. 选择V带型号根据PC=1.266KW ，n=910r/min查机械设计基础图8.13得选择SPZ型窄V带3. 求大小带轮的基准直径dd2、dd1查机械设计基础图8.12和表8.6选取dd1=112mm，则dd1>ddmin=63mm。，查机械设计基础表8.3得取dd2=280mm，则实际传动比为：i1'=dd2/dd1=280/112=2.5，则i1=i1'=2.5，转速无误差。4.验算带速V 带速度在525m/s范围内，故合适。5.求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距： a= dd1+dd2=(112+280)mm=392mm,取500mm符合0.7（dd2+ dd1）<<2（dd2+ dd1）求带长：L0=2a0+（dd1+dd2）+=1630mm查机械设计基础表8.4得：取基准长度Ld=1600mm计算实际中心距：中心距a的变化范围为：amin=a-0.015Ld=（485-0.015×1600）mm=461mm amax=a+0.03Ld=（485+0.03×1600）mm=533mm6.验算小带轮包角，故合适。7.求V带根数ZZ由n=910r/min，dd1=112mm查机械设计基础表8.14根据内插法得： 查机械设计基础表8.18得：kb=1.2834×，由传动比i1'=2.5查机械设计基础表8.20得：Ki=1.1373,则查机械设计基础表8.4与图8.11得： 故带入数据得：，故Z取18.求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ查机械设计基础表8.6得：q=0.07Kg/m，可得单根V带的初拉力：作用在轴上的压力：FQ=9.带轮结构设计查机械设计基础表8.5得：大小带轮参数为材料HT150,bd=8.5mm，hamin=2.0mm，hfmin=8.0mm，e=120.3mm，fmin=7mm，r1=0.20.5mm, B=（z-1）e+2f=14mm其中小带轮：da1=dd1+2ha=116mm, 大带轮da2=dd2+2ha=284mm，六. 大小齿轮的选择与设计1. 选择齿轮材料及精度等级已知：一级减速器的齿轮传动比i2=3.176,输入轴转速n1=364r/min,传动功率P1=1.013KW ，转矩T1=26.568N.m=26568N.mm小齿轮用45调质处理，齿面硬度为220250HBS 大齿轮用45钢正火，HBS=170210根据机械设计基础表10.21：选取精度等级为8级精度2. 按齿面接触疲劳强度设计1）查机械设计基础表10.11：取K=1.1 2）小齿轮的齿数z1取为25，z2=25×3.176=79.4，取z2为80。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面为软齿面，由机械设计基础表10.20取：3） 由机械设计基础图10.24有：由机械设计基础表10.10得：SH=1N1=60njLh=60×364×1×(10×52×40)=4.54×，N2=N1/i2=4.54×/3.176=1.43×查机械设计基础图10.27得：ZNT1=1.1，ZNT2=1.14故m=d1/z1=37.3/25mm=1.5mm，由机械设计基础表10.3：取标准模数m=1.5mm3.计算主要尺寸d1=mz1=1.5×25mm=37.5mm，d2=mz2=1.5×80mm=120mm齿宽，经圆整后取b2=40mm，b1=b2+5mm=45mm中心距a=½m（z1+z2）=½×1.5×（25+80）mm=78.75mm4. 按齿根弯曲疲劳强度校核1） 查机械设计基础表10.13得：YF1=2.65,YF2=2.252） 查机械设计基础表10.14得：YS1=1.59,YS2=1.773） 由机械设计基础图10.25查得：查机械设计基础表10.10与图10.26查得：SF=1.3，YNT1=YNT2=1故，校核合格。5. 验算齿轮的圆周速度v由机械设计基础表10.22可知选8级精度是合适的6.大小齿轮的尺寸ha=m=1.5mm，hf=1.25m=1.875mm，h=ha+hf=3.375mm，c=0.25m=0.375mm =4.71mm，s=e=p/2=2.355mmda=65mm，a=78.75mm小齿轮:，da1=d1+2ha=40.5mm，df1=d1+2hf=41.25mm大齿轮:，da2=d2+2ha=123mm，df2=d2+2hf=123.75mm七. 轴的设计和校核计算(一). 主动轴的设计及其校核计算1.选择轴的材料，确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计基础表14.7与表14.2得：2、按扭转强度估算轴径查机械设计基础14.1有:c=107118， 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%取为15.55mm17.43mm，取d1=16mm3、轴的结构设计1）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。2）选择轴承型号由表机械设计基础课程设计指导书附录10：初选深沟球轴承,代号为6305,轴承宽度B=17mm，安装尺寸damin=32mm,选轴肩直径d5=38mm.3）确定轴的各段直径将估算轴d1=16mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为=20mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于，取d3=25mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=30mm，齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d5=38mm,满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=25mm4）确定各段轴的长度段：d1=16mm，长度取L1=40mmII段:=20mm，长度取L2=45mmIII段直径d3=25mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位选用6305深沟球轴承，其内径d为25mm,宽度B为17mm，取轴肩挡圈长为10mm，L3=5+10+15=30mm段直径d4=30mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计主动齿轮齿宽b=45mm,则L4=（45-5）mm=40mm段直径d5=38mm，长度L5=10mm段直径d6=25m，长度L6=（10+10）mm=20mm由上述轴长度可算得轴支承跨:L=(½B+10+10+½b)=(8.5+10+10+22.5)×2=102mm4.轴的强度校核按弯矩复合强度计算1)绘制轴受力简图（如图a） 齿轮所受的转矩：T1=26.568N.m，d1=37.5mm 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T1/d1= 2×26.568×1000/37.5N=1417N 径向力：Fr=Fttan200=1417×tan200N=516N该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=51mm2)求垂直面的支承反力:FAY=FBY=½Fr=½×516N=258N求水平面的支承反力:FAZ=FBZ=½Ft=½×1417N=708.5N3)由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAY L/2=258×51×10-3N·m=13N·m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZ L/2=708.5×51×10-3N·m=36N·m4）绘制垂直面弯矩图（如图b）,绘制水平面弯矩图（如图c）5) 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（132+362)1/2N·m=38N·m6）绘制扭矩图(如图e）转矩：T1=26.568N.m7)绘制当量弯矩图（如图f）截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T1)21/2=382+(0.6×26.568)21/2=41N·m8）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢，调制处理，,，则(二)从动轴的设计及其校核计算 1、 选择轴的材料，确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械设计基础表14.7与表14.2得2、 按扭转强度估算轴径单级齿轮减速器的从动轴为转轴，输出端与联轴器相接，查机械设计基础14.1有c=107118， 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%取为22.6mm25.41mm，取d1=25mm3、轴的结构设计1）联轴器的选择可采用弹性套柱销联轴器，查机械设计基础课程设计指导书附表9.3可得联轴器的型号为 :主动端：Y型轴孔，A型键槽，d1=25mm，L=62mm主动端：Y型轴孔，A型键槽，d1=25mm，L=62mm2）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。3）选择轴承型号由表机械设计基础课程设计指导书附录10初选深沟球轴承,代号为6307,轴承宽度B=21mm，安装尺寸damin=44mm,选轴肩直径d5=48mm.4）确定各段轴的直径将估算轴d1=25mm作为外伸端直径d1,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为=30mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便，装轴承处d3应大于，取d3=35mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=40mm，齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d5=48mm,满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=35mm5） 确定各段轴的长度段：d1=25mm，长度取L1=50mmII段:d2=30mm，长度取L2=40mmIII段直径d3=35mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6307深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为21mm，取轴肩挡圈长为10mmL3=5+10+18=33mm段直径d4=40mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=40mm,L4=（40-5）mm=35mm段直径d5=48mm，长度L5=12mm段直径d6=35mm，长度18mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距(½B+12+½b)=（10.5+12+20）×2mm=85mm 4、轴的强度校核按弯矩复合强度计算从动齿轮分度圆直径d2=120mm，此段轴直径d4=40mm1) 绘制轴受力简图（如图a）2) 齿轮所受转矩T2=81.87N.m，d2=120mm 作用在齿轮上的圆周力：Ft=2T2/d2=2×81.87×1000/120N=1365N 径向力：Fr=Fttan200=1365×tan200N=497N该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=42.5mm3)求垂直面的支承反力:FAY=FBY=½Fr=½×497N=248.5N 求水平面的支承反力:FAZ=FBZ=½Ft=½×1365N=682.5N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=248.5×42.5×10-3N.m=11N.m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=682.5×42.5×10-3N.m=29N.m4)绘制垂直面弯矩图（如图b）绘制水平面弯矩图（如图c）5)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（112+292)1/2=31N.m6)绘制扭矩图（如图e）转矩：T2=81.87N.m7)绘制当量弯矩图（如图f）截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T2)21/2=312+(0.6×81.87)21/2=58N.m8）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢,调制处理，,，则 该轴强度足够。 八. 滚动轴承的选择及校核计算 (一). 主动轴上的轴承及其校核计算（1）由上述可得Fr=258N，Fa=Ft=708.5N（2）计算轴承的当量动载荷P上述选定轴承型号为6305型深沟球轴承，查机械设计基础课程设计指导书有：基本额定静载荷C0r=11.5kN，可知Fa/C0r=0.062,查机械设计基础表15.13有：轴承的e=0.27，而Fa/Fr=708.5/258=2.7>e,继续查得：X=0.56,Y=1.6根据机械设计基础表15.12取fp=1.4，则轴承的当量动载荷为P=fp（XFr+YFa）=1.4×(0.56×258+1.6×708.5)N=1789N(3) 计算轴寿命L10h两班制工作，则预期寿命Lh=10×365×16h=58400h查机械设计基础课程设计指导书附表10.2的轴承的Cr=22200N。取>58400h，则所选轴承合适（4） 计算当量静载荷已知C0r=11.5kN，查机械设计基础表15.17得X0=0.6,Y0=0.5,则P0=X0Fr+Y0Fa=(0.6×258+0.5×708.5)N=509N(5) 静强度校核由机械设计基础表15.18，对回转精度和平稳性要求较高的轴承取S0=1.22.5，C0r/P0=11500/509=22.6>S0，所以轴的静强度足够(二). 从动轴上的轴承 (1)由上述可得由上述可得Fr=248.5N，Fa=Ft=682.5N (2)计算轴承的当量动载荷P上述选定轴承型号为6307型深沟球轴承，查机械设计基础课程设计指导书有：基本额定静载荷C0r=19.2kN，可知Fa/C0r=0.036,查机械设计基础表15.13有：轴承的e=0.23，而Fa/Fr=682.5/248.5=2.7>e,继续查得：X=0.56,Y=1.8根据机械设计基础表15.12取fp=1.4，则轴承的当量动载荷为P=fp（XFr+YFa）=1.4×(0.56×248.5+1.8×682.5)N=1915N (3)计算轴寿命L10h上述算得预期寿命Lh=58400h查机械设计基础课程设计指导书附表10.2的轴承的Cr=33200N。取>58400h，则所选轴承合适 (4)计算当量静载荷已知C0r=19.2kN，查机械设计基础表15.17得X0=0.6,Y0=0.5,则P0=X0Fr+Y0Fa=(0.6×248.5+0.5×682.5)N=490N (5)静强度校核由机械设计基础表15.18，对回转精度和平稳性要求较高的轴承取S0=1.22.5，C0r/P0=19200/490=39.2>S0，所以轴的静强度足够九. 键联接的选择及校核计算 (一).根据轴径的尺寸，选择键键1，主动轴与V带轮连接的键为：GB/T1096-2003 键10×8×65键2，主动轴与小齿轮连接的键为：GB/T1096-2003 键14×9×35键3，从动轴与大齿轮连接的键为：GB/T1096-2003 键20×12×70 键4，从动轴与联轴器连接的键为：GB/T1096-2003 键16×10×60 (二). 键的强度校核 键1，GB/T1096-2003 键10×8×65，工作长度l=L-b=(65-10）mm=55mm 查表有D=35mm，挤压强度 键2，键GB/T1096-2003 键14×9×35 工作长度l=L-b=(35-14)mm=21mm 查表有D=50mm，挤压强度 键3，GB/T1096-2003 键20×12×70 ，工作长度 查表有D=70mm,挤压强度 键4，GB/T1096-2003 键16×10×60，工作长l=L-b=(60-16)mm=44mm 查表有D=55mm，挤压强度十. 减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1.减速器附件的选择 通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.5油面指示器：选用游标尺M12起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M12×1.5 起盖螺钉型号：GB/T5782-86 M12×45,材料5.8 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86 M8×25,材料5.8 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783-86 M8×25,材料5.8 螺栓：GB5782-86 M16×120，材料5.8 2.箱体的主要尺寸(1)箱座壁厚：=0.025a+1=（0.025×78.75+1）mm=2.97mm， 因为壁厚要8mm，故取=8mm (2)箱盖壁厚：=0.02a+1=（0.02×78.75+1）mm=2.575mm 因为壁厚要8mm，故取=8mm (3)箱盖凸缘厚度：b1=1.5=1.5×8mm=12mm (4)箱座凸缘厚度：b=1.5=1.5×8mm=12mm (5)箱座底凸缘厚度：b2=2.5=2.5×8mm=20mm (6)地脚螺钉直径：df =0.036a+12=（0.036×78.75+12）mm=14.8mm取df =15mm (7)地脚螺钉数目：n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径：d1= 0.75df =0.75×15mm=11.25mm，取 d1=12mm （9)盖与座连接螺栓直径：d2=(0.5-0.6)df =7.59mm,取d2=9mm (10)连接螺栓d2的间距：L=150200mm,取150mm (11)轴承端盖螺钉直径：d3=(0.4-0.5)df=67.5mm，取d3=7mm (12)检查孔盖螺钉直径：d4=(0.3-0.4)df=4.56mm，取d4=6mm (13)定位销直径：d=(0.7-0.8)d2=6.37.2mm，取d=7mm (14) df 、d1 、d2至外箱壁距离C1=26mm (15) df、d1 、d2至凸缘边缘距离C2=22mm （16）轴承旁凸台半径R1=C2=22mm (17)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准，取40mm (18)外箱壁至轴承座端面的距离：C1C2510=55mm (19)铸造过度尺寸 (20)大齿轮顶圆与内箱壁间的距离： (21)齿轮端面与内箱壁间的距离： (22)箱盖、箱座肋厚：m0.85=6.8mm,皆取为8mm (23)轴承端盖外径为2=Dd3 ，D-轴承外径 查机械设计基础课程设计指导书附表10.2得D分别为62mm，80mm， 主动轴承端盖D2=(62+5×7)mm=194mm,从动轴承端盖D2=(80+5×7)mm=230mm (24)轴承旁连接螺栓距离S：取S=230mm.十一.润滑与密封(一)、减速器的润滑1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度<12m/s，当 m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。 2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为v1=n1×=364×m/s=0.95m/s<2m/s， v2=n2×=114.61m/s=0.24<2m/s,所以采用脂润滑。根据机械设计基础课程设计附表7.2选择GB/ 491-1987L-XAAMHA1型号润滑脂3.润滑油的选择 齿轮的润滑选择油润滑，根据机械设计基础课程设计附表7.1润滑油选用GB443-1989L-AN全损耗系统用油32号润滑油。(二)、减速器的密封选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封. 根据机械设计基础附录6得：密封圈型号按所装配轴的直径确定，分别为毡圈20和毡圈30 小结 本次的课程设计让我感到很费力，当老师把设计题目刚分发下来的时候毫无头绪，准备的很早，依然设计的很费力，在设计的过程中往往因为某些小细节而导致要重新设计。如果按一周内完成设计，则很难完成，在画图过程中由于CAD用的不熟练仅仅画图就花费了太多的时间，在不断摸索下终于把设计完成了。我感觉本次的课程设计涉及到了我们开学以来所学过的与设计有关的课程，是一个大的综合，对我们所学的内容是一次全面的考察，对以前所学的知识是以一个很好的复习巩固。 参考资料目录1机械设计基础课程设计指导书，高等教育出版社，陈立德主编，第三版；2机械设计基础，高等教育出版社，陈立德主编，第三版；3计算机绘图（AutoCAD版），机械工业出版社，管殿柱主编；