机械设计课程设计单级斜齿圆柱齿轮减速器设计.doc

目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 31. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 33. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 44. 计算传动装置的运动和动力参数 45. 设计V带和带轮 56. 齿轮的设计 67. 传动轴和滚动轴承的设计 98.校核轴的疲劳强度和轴承 129.箱体结构的设计 1710.润滑密封设计 2011.联轴器设计 20四 设计小结 21五 参考资料 21课程设计书1.课程设计的内容和要求(包括原始数据、技术要求、工作要求等)一.设计课题:单级斜齿圆柱齿轮减速器设计二. 减速器传动简图三.减速器用途及工作条件用于螺旋输送机传动装置，输送粉状或散粒物料，输送机运转方向不变，工作载荷有轻度振动，工作效率为0.95。每天工作16小时。题号减速器输出转速(r/min)减速器输出转矩T(Nm)使用期限（年）备注-109080062.对课程设计成果的要求(包括图表、实物等硬件要求)1.减速器设计计算说明书 (6000字左右)。2.减速器装配图(A1A0)。3. 减速器从动轴和从动齿轮零件工作图(A3A4)。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择3.确定传动装置的总传动比和分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数5.“V”带轮的材料和结构 6.齿轮的设计7.传动轴的设计 8.校核轴的疲劳强度和轴承9.箱体结构设计 10.润滑密封设计11.联轴器设计1.传动装置总体设计方案设计项目计算与说明结果传动装置总体设计方案1) 组成：传动装置由电机、V带轮、减速器、工作机组成。2) 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3)确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。4)传动装置的总效率 =123240.993×0.96×0.975×0.9920.91为弹性联轴器的效率；2为V带传送的效率；3为单级减速器的效率，4球轴承的效率。=0.912、选择电动机设计项目计算与说明结果选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。2）电动机容量（1）减速器轴输出功率Pw （2）电动机输出功率 （3）电动机的转速 n90 r/min为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查得V带传动常用传动比范围i1 =24,单级圆柱齿轮传动比范围i2 =35，则电动机转速可选范围为nd= n·i1·i2 =5401800r/min方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）总传动比同步满载1Y2Y3Y 综和考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及总传动比，可知方案3比较合适，因此选定电动机的型号为Y132M-6型。电动机的型号为Y132-6M型3.计算传动装置传动比和分配各级传动比设计项目计算与说明结果计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比2）分配各级传动比取V带传动的传动比i1 =4，则单级圆柱齿轮减速器传动比为所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。=12.8i1 =4=3.24.计算传动装置的运动和动力参数设计项目计算与说明结果计算各轴转速1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴为轴，各轴转速为n0=nm=960r/minnI=n0/i1=960/4=240r/minnII=nI/i2=240/3.2=75r/minn0=960r/minnI=240r/minnII=75r/min计算各轴输入功率2）各轴输入功率按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率，即P0=Ped=4kwPI=P01=4×0.96×0.99=3.802kwPII=PI2=3.802×0.99×0.975×0.993=3.644kwP0=4kwPI=3.802kwPII=3.644 kw计算各轴转矩3）各轴转矩To=9550× P0/nm=9550×4/960=39.792N·m TI=9550×PI/nI=9550×3.802/240=151.288N·m TII=9550× PII/nII=9550×3.644/75=464.003N·mTo=39.792N·mTI=151.288N·mTII=464.003N·m 运动和动力参数结果如下表轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min电动机轴439.7929601轴3.802151.2882402轴3.644464.003755.“V”带轮的材料和结构设计项目计算与说明结果确定设计功率Pd1)根据任务书说明，每天工作16小时，载荷平稳，查得KA =1.1。则2)Pd=P额·KA =1.1×4=4.4kwPd=4.4kw选择V带型号确定选取A型普通V带A型确定带轮直径D1，D2根据Pd =4.4kw和n1=960r/min,确定选取A型普通V带，经计算，小带轮直径D1=140mm。大带轮直径，由公式D2=iD1 查表取 D2=560mm。v= <25m/sD1=140mmD2=560mm在525m/s内，合适确定中心距a和带长Ld1)式：0.7（D1+D2）a2（D1+D2）初定中心距800mm2)的近似长度L= 2754.6mm由表9-2选取Ld=2800mm3)实际中心距a=822.7mmmax=+0.03Ld=906.7mmmin=0.015Ld=780.7mmLd=2800mm=822.7mmmax=906.7mmmin=780.7mm验算小带包角 =150.75º=150.75º>120º,合适计算V带的根数z由表9-5查得P01.65kw，由表9-7查得Ka=0.89，KL=1.11,由表9-8查得P0=0.11kw，则V带的根数 2.6z=3计算V带的轴压力和带宽 FQ=1124.23N6.齿轮的设计设计项目计算与说明结果选择齿轮材料、热处理方法及精度处理1）高速级小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为小齿轮 HBS1=260HBS 取小齿齿数Z1=30低速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮 HBS2=236HBS Z1=i×Z1=30×3.2=96 取Z2=962）该减速器为一般传动装置，转速不高，初选8级精度。小齿轮:40Cr调 质HBS1=260HBS大齿轮:45钢，调质HBS2=236HBS按齿面接触疲劳强度设计1)载荷系数Kt2)节点区域系数Z3)许用接触应力4)弹性系数5)齿宽z和齿宽系数6)小齿轮传递的扭矩T按齿面接触强度设计确定各参数的值:1) 试选Kt =1.1;标准齿轮a=17°2) 系数 ZH = ;3) 许用接触应力计算应力值环数N=60nj =60×243×1×（16×365×6）=5.1×10hN=1.89×10h (2.7为齿数比,即2.7=)查得：ZN1=1.08 ZN2=1.14齿轮的疲劳强度极限,查表得=580 =400取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:=1.08×580=626.4 =1.14×400=456 许用接触应力 4)弹性系数：查课本表6-4得： =189.8MPa 5）齿宽系数：查课本表6-6 =16）小齿轮传递的扭矩TT=9.55×10×=9.55×10×=4.32×10N.mZ1=30Z2=96u=3.2Kt=1.1a=20°ZH =2.49=456MPa =189.8MPa=1T=4.32x10N.m设计项目计算与说明结果计算和1.88-3.2×（）1.883.2×（1/251/68×cos15=1.65=0.318=2.13>1 取1 取=15º = =0.78=0.98=0.78模数m1)小齿轮的分度圆直径d2)圆周速度v3)模数m1）小齿轮的分度圆直径d=93.5mm2）计算圆周速度3.57m/s3）计算模数初选螺旋角=15= 模数m取4mmd=93.5mmv=3.57m/sm= 4mm几何尺寸计算1）中心距a2)修正螺旋角3)分度圆直径4)计算齿轮宽度1计算中心距a=192.56mm将中心距圆整为1932)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.3)计算大.小齿轮的分度圆直径D1=103.8mmD1=282.24)计算齿轮宽度B=B1=110mm B2=104mm u=2.7a=193=D1=103.8mmD2=282.2B1=110mmB2=104mmu=2.7v=3.97m/s取8级精度合适设计项目计算与说明结果校核齿根弯曲疲劳值=1)查取齿形系数Y和应力校正系数Y查得:齿形系数Y2.62 Y2.24 应力校正系数Y1.59Y1.75=440 =330YNT1=1;YNT2=1取SF=1.4 = =52.64弯度强度足够=314.3MPa=235.7MPa弯度强度足够齿轮的圆周速度vv=5m/s取8级精度合适7.传动轴的设计1）低速轴设计项目计算与说明结果轴的材料并确定许用应力1)选用45钢正火处理2)由表15-1查的强度极限=600MPa3)由表15-1查的其许用弯曲应力=55MPa选用45钢=55MPa确定轴输出端直径1)按钮转强度估算轴输出端直径2)由表15-3取A=110，则d=mm3)考虑有键槽，将直径增大5%，则d=48.5x(1+5%)=50.925mm4)此段轴的直径和长度迎合联轴器相符,选取 TL8型弹性柱销联轴器,其轴空直径为50mm,和轴配合部分长度为84mm,故轴输出端直径=50mm=50mm轴的结构设计1)轴上零件的定位.固定和装配单级减速中,可将齿轮安排在箱体中间,相对两轴承对称分布,齿轮左面有轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向靠平键和过滤配合固定.两轴承分别以轴肩和套筒定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定.联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡圈轴向固定,平键联接作周向固定.轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,齿轮,套筒,右轴承和联轴器依次从右面装到轴上2)确定轴各段直径和长度段即外伸端直径d1=50mm,其长度应比联轴器轴孔德长度稍短一些,取L1=80mm段直径d2=60mm(由机械设计手册查的轮毂孔倒角C1=2.5mm,取轴肩高度h=2C1=2x2.5=5mmd2=d1+2h=50+2x5=60mm初选6312型深沟球轴承，其内径为60mm，宽度为31mm考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承断面与箱体内壁应有一定的距离，则取套筒长为20mm，通常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考虑并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段60mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故段长L2=2+20+31+60=113mm段直径d3=65mm 长度L3=104-2=102mmd1=50mm,L1=80mmd2=60mmL2=113mmd3=65mmL3=102mm设计项目计算与说明结果段直径d4=77mm（有手册查得出C1=3mm，取h=2C1=2x3=6mm，d4=d3+2h=65+2x6=77mm，其长度和右面套筒长度相同，即L4=20mm。但此轴段左面为滚动轴承的定位轴肩，考虑便于轴承的拆卸，应按轴承标准查取。由机械手册查得其安装尺寸为D1=75，它和d4不符，故把段设计成阶梯形（或锥形），左端直径为66mm。段直径d5=60mm L5=31mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨度距L=31+20+104+20=175mmd4左端直径为66mm。L4=20mmd5=60mm L5=31mm轴支承跨度距L=175mm2)高速轴设计项目计算与说明结果轴的材料并确定许用应力1)选用45钢正火处理2)由表15-1查的强度极限=600MPa3)由表15-1查的其许用弯曲应力=55MPa选用45钢=55MPa确定轴输出端直径1)按钮转强度估算轴输出端直径2)由表15-3取A=110，则d=mm3)考虑有键槽，将直径增大5%，则d=35.2x(1+5%)=36.96mm4)轴输入端直径=40mm=40mm轴的结构设计1)轴上零件的定位.固定和装配单级减速中,可将齿轮安排在箱体中间,相对两轴承对称分布,齿轮左面有轴肩定位,右面用套筒轴向固定,周向靠平键和过滤配合固定.两轴承分别以轴肩和套筒定位,周向则采用过渡配合或过盈配合固定.联轴器以轴肩轴向定位,右面用轴端挡圈轴向固定,平键联接作周向固定.轴做成阶梯形,左轴承从左面装入,齿轮,套筒,右轴承和联轴器依次从右面装到轴上2)确定轴各段直径和长度段即外伸端直径d1=40mm,其长度应比大带轮宽度短一些,取L1=80mm段直径d2=50mm(由机械设计手册查的轮毂孔倒角C1=2.5mm,取轴肩高度h=2C1=2x2.5=5mmd2=d1+2h=37+2x5=50mm初选6310型深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为27mmd1=40mmL1=80mmd2=50mm设计项目计算与说明结果考虑齿轮端面和箱体内壁、轴承断面与箱体内壁应有一定的距离，则取套筒长为20mm，通常密封轴段长度应根据密封盖的宽度，并考虑并考虑联轴器和箱体外壁应有一定的距离而定，为此取该段50mm。安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故段长L2=2+20+50+27=99mm段直径d3=55mm 长度L3=110-2=108mm段直径d4=67mm（有手册查得出C1=3mm，取h=2C1=2x3=6mm，d4=d3+2h=55+2x6=67mm，其长度和右面套筒长度相同，即L4=20mm。但此轴段左面为滚动轴承的定位轴肩，考虑便于轴承的拆卸，应按轴承标准查取。由机械手册查得其安装尺寸为D1=66，它和d4不符，故把段设计成阶梯形（或锥形），左端直径为66mm。段直径d5=50mm L5=27mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨度距L=27+20+110+20=177mm由上述轴各段长度长度可算得轴支承跨距L=177mmL2=99mmd3=55mmL3=108mmd4左端直径为66mmL4=20mmd5=50mmL5=27mm轴支承跨距L=177mm8.校核轴的疲劳强度和轴承1) 低速轴校核轴的疲劳强度设计项目计算与说明结果按弯扭合成强度校核轴的强度1) 绘制轴受力简图2) 绘制垂直面弯矩图轴承支反力: Fa1= Ft1tan=1610.0N轴承支反力：=+ Fr=2195.5+199.45=2394.95N计算弯矩：截面C右侧弯矩：3)绘制水平弯矩图轴承支反力：截面C处的弯矩：4)绘制合成弯矩图Mc=M´c=转矩T=9.55x10设计项目计算与说明结果5)绘制当量弯矩图转矩产生的扭转剪应力按脉动玄幻变化，去=0.6截面C处的当量弯矩为6)校核危险截面C的强度因为危险截面C处有键槽，直径按减少3%计算由式强度足够强度足够2) 高速轴校核轴的疲劳强度设计项目计算与说明结果按弯扭合成强度校核轴的强度1)绘制轴受力简图2)绘制垂直面弯矩图 Fr1=Ft1tananFa1= Ft1tan=1842.2N轴承支反力：=+ Fr=-720+2512.1=1792.1N计算弯矩：截面C右侧弯矩：截面C左侧弯矩3)绘制水平面弯矩图轴承支反力：截面C处的弯矩：4)绘制合成弯矩图Mc=M´c=转矩T=9.55x10设计项目计算与说明结果5)绘制当量弯矩图转矩产生的扭转剪应力按脉动玄幻变化，去=0.6截面C处的当量弯矩为6)校核危险截面C的强度因为危险截面C处有键槽，直径按减少3%计算由式强度足够强度足够3)校核6310型轴承设计项目计算与说明结果确定6310型轴承的,由设计手册查的6310型深沟球轴承其基本额定动载荷=61.8kN和基本额定静载荷=38.0kN=61.8kN=38.0kN求当量动载荷Fr1=Fr2=Fr/2=2512.1/2=1256.05NFa1=Fa2=Fa/2=1842.2/2=921.1N由表14-5，可知e在0.190.22之间,Y应在2.31.99之间则X=0.56，Y=2.3+由表14-5可知X=0.56 Y=2.08，查表14-6得fp=1.1，P1=P2=fp(XFr1+YFa1)=1（0.56x1256.05+2.08x921.1）=2881.2NP1=P2=2881.2N校核轴承寿命由式14-10得>35040h6310轴承合适4)校核6312型轴承设计项目计算与说明结果确定6312型轴承的,由设计手册查的6312型深沟球轴承其基本额定动载荷=81.8kN和基本额定静载荷=51.8kN=81.8kN=51.8kN求当量动载荷Fr1=Fr2=Fr/2=2195.5/2=1097.75NFa1=Fa2=Fa/2=1610/2=805N由表14-5，可知e在0.190.22之间,Y应在2.31.99之间则X=0.56，Y=2.3+由表14-5可知X=0.56 Y=2.28，查表14-6得fp=1.1，P1=P2=fp(XFr1+YFa1)=1（0.56x1097.75+2.28x805）=2450.1NP1=P2=2450.1N校核轴承寿命由式14-10得6892497>35040h6312轴承合适9、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造HT200制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.5减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚 8箱盖壁厚 8箱盖凸缘厚度 12箱座凸缘厚度 12箱座底凸缘厚度 20地脚螺钉直径=18.95 20地脚螺钉数目a250时,n=4a=250500，n=6a>500，n=8 4轴承旁连接螺栓直径 16机盖与机座联接螺栓直径 =（0.50.6） 10连接螺栓d2的距离L125200 150轴承端盖螺钉直径=（0.40.5） 8检查孔盖螺钉直径=（0.30.4） 6定位销直径=（0.70.8） 14，至外机壁距离查表4-7262216，至凸缘边缘距离查表4-72414轴承旁凸台半径R1C2R1=24mm或12mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作36名称符号计算公式结果大齿轮顶圆与内机壁距离>1.210 齿轮端面与内机壁距离>12箱盖，箱座肋厚6.8轴承端盖外径见表4-9 =D+2.5d3 =2.5d3得+5小=110+5x8=150mm大=130+5x8=170mm轴承旁联结螺栓距离尽量靠近,以与端盖螺栓互补关涉为准，取S=D+（22.5）d1(D为轴径小S=110+（22.5）16=142150mmS小=145mm大S=130+（22.5）16=162170mmS大=165mm箱座深度HdHd=ds/2+(3050)(ds为大齿轮齿顶圆直径)Hd=280/2+(3050)=170mm190mmHd=180mm箱座高度HH=Hd+(510)H=195mm箱座宽度Ba由内部传动位置结构及壁厚确定7610. 润滑密封设计设计项目计算与说明结果润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+;H=30 =34 所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，为150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。油深为64mm11.联轴器设计设计项目计算与说明结果类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器载荷计算公称转矩： 查课本,选取T=500.2型号选取选取公称扭矩=1000选取TL8型弹性套柱销联轴器选取TL8型弹性套柱销联轴器四.设计小结这次课程设计终于结束了，终于体会到什么叫设计，原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。五.参考资料1)施任，刘文江，郑辑光.机械设计基础实训指导书.第一版.大连：大连理工大学出版社，20042）吕慧瑛，机械设计基础。上海：上海交通大学出版社，2000