机械设计课程设计单级直齿圆柱齿轮减速器（完整图纸）.doc

CAD图纸，联系153893706设 计 说 明 书 一、前 言 ()课程设计的目的(参照第1页) 机械零件课程设计是学生学习机械技术（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。 (二)传动方案的分析(参照第10页) 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。 说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成)。设计说明书 二、传动系统的参数设计 已知输送带的有效拉力Fw2350，输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。连续工作，载荷平稳、单向运转。 1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。 解：1、选择电动机 (1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 (2)选择电动机容量 工作机所需功率： ,其中带式输送机效率w=0.94。电动机输出功率： 其中为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率b、一对齿轮传动效率g、两对滚动轴承效率r2、及联轴器效率c，值计算如下：=b ·g ·r 2·c=0.90 由表101(134页)查得各效率值，代入公式计算出效率及电机输出功率。使电动机的额定功率Pm(11.3)Po，由表10110(223页)查得电动机的额定功率Pm=5.5。(3)选择电动机的转速计算滚筒的转速：95.49 根据表31确定传动比的范围：取V带传动比ib24，单级齿轮传动比ig35，则总传动比的范围：i(2X3)(4X5)620。电动机的转速范围为n´=i·nw(620)·nw=592.941909.8在这个范围内电动机的同步转速有1000rmin和1500rmin，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。（223页）型号额定功率满载转速同步转速1000 2、计算总传动比并分配各级传动比 (1)计算总传动比：i=nmnW=814 (2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足ib<ig，可取ib23，则齿轮传动比igiib(在4左右，取小数点后两位，不随意取整)。3、计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴的转速：n1=nm/ib n11=n1/ig nw=n11(2)各轴的功率：P1=Pm·b P11=P1·r·g Pw=P11·r·c(3)各轴的转矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw最后将计算结果填入下表：参数轴名电机轴I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)nm=960n1=384n11=96nw=96功率P(kW)Pm=5.5P1=5.28P11=5.08Pw=4.99转矩T(N·m)T0=54.71T1=131.31T11=505.67Tw=496.5传动比iib=2.5ig=4.021效率b=0.96nb·r=0.96r·c=0.98三、带传动的设计计算已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5，主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。单班制工作。有轻度冲击。计算项目计算内容计算结果 确定设计功率 选V带型号 确定带轮直径 验算带速 确定带的基准长度和 验算小带轮包角 计算带的根数 计算初拉力 计算对轴的压力带轮结构设计绘工作图 查表343，取KA：12，故 Pd=KAP=12 × 11=6.05kW根据Pd和nl查图349，选B型普通V带由表344，取小带轮基准直径ddl=125mm传动比 2.5大带轮基准直径dd2=idd1 2.94×125=312.5mm圆整da2=315mm验算 = 由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0700mm带的基准长度为传动中心距 Ld02×700+(125+375)+(375-125)2=2208mm查表342，取Ld=2800mm由式(349)，实际中心距 a=a0+ =647mma1180°-57.3°×155由式(3411)，z=由ddl=125mm，n1=960rmin，查表345，P1=0.8kW 查表346，B型带，Kb=267×10-3，查表347，由I=25，得Ki=114P1=2.67×10-3×960=0.32kWKa=1.25(1-5-a1/180°)=1.25(1-5-160°/180°)=0.937查表342，由Ld=2800mm，得KL=1.03则Z=6.7取c7根 查表341，B型带，q=017kgm;由式(3413)得F0=500×0.17×6.352=249.1N由式(34-14)得=2zFosin2×5×1×sin3434。4NPd=6.05kwB型dd1=125mmdd2=375mmV=628ms合适2800mma=700mma1=155合适Z=3四、齿轮的设计计算已知传递的名义功率P15.28，小齿轮转速n436.36，传动比ig4.05连续单向运转，传动尺寸无严格限制；电动机驱动。计算项目计算内容计算结果1. 选精度等级、材料及齿数2. 按齿面接触强度设计3传动尺寸计算1） 精度等级选用8级精度；2） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z296的；因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt按式查表35-12得Ka=1初估速度=4由图35-30b查得Kv=1.1取=0由式=1.88-3.2（+ ）cos =1.713取=1由图35-31得,K=1.46由图35-32得,K=1.05所以K=1.364d61.4v= =3.08因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径由图35-30b得Kv=1.03,K=1.276，d1=59.5,=147.6，取150mm=2.48,取m=2.5d1= =60d2=ud1=240b= =取b1=70,b2=603） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。Z1=24Z2=96五、轴的设计计算(一)主动轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=384，小齿轮分度圆直径d1=60，啮合角d=20，轮毂宽度B小齿轮700mm，工作时为单向转动。解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表391、398)轴名材料热处理硬度抗拉强度许用弯曲应力主动轴45号钢调制217255650MPa60MPa2、画出轴的结构示意图：3、计箅轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d12、计算d23、计算d：4、计算山5、计算d5由教材表39-7得：A=118106，取A=118(取较大值)d1"27.14,轴上有一个键槽，故轴径增大d1=d1”×（1+5%）28.50 按138页圆整dl=30 d2=d1+2a=d1+2×(007-01)×d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。(191页) d3=d2（15）mm36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d340。所选轴承型号为6208，B18，D80，G22.8，C0r=15.8 d4=d3+(1-5)mm=41-45，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径；一般取0,2,5,8为尾数。取d4=45 d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。d1=30d2=35d3=40d4=45d5=404、计笪轴各段长度 计算项目 计 算 内 容 计算结果1、计算Ll2、计算L23、计算L34、计算L45、计算L5B带轮=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8L1=(1.52)d1，按138页取Ll=58L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表51(23页)m=L-3-B轴承小=6+C1+C2+(38)-3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75页，按凸缘式端盖查l1),若m<e取m=e即可。L3=B轴承小+2小+3小，2小查表68(75页)<1015，故小齿轮做成齿轮轴，L4B小齿轮L5=L3L1=58L2=50L3=40L4=70L5=405、校核轴的强度 计算项目 计 算 内 容 计算结果1 求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(二)从动轴的设计计算 已知传递的功率为P11=5.08，从动轴的转速为n11=96，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角=20°轮毂宽度B大齿轮600mm，工作时为单向转动。 解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表391、398) 轴名 材料热处理 硬度抗拉强度ob许用弯曲应力o川b从动轴45号钢正火170-217600MPa55MPa画出轴的结构示意图计算轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d，2、计算d23、计算d34、计算d45、计算d56、计算d6由教材表39-7得：A=118106，取A=115 (取较大值) d1",轴上有一个键槽，故轴径增大5d1=d1”×（1+5%）45，为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。查184页，相配合的联轴器选 HL4 型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为dl，半联轴器长l=112。 d2=d1+2a1=d1十2×(0.07-0.1)×dl=36.48-38.4，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=55。(191页) d3=d2+(15)mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=。所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 d4=d3+(15)mm=，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。取d4=62 d5=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4，d5=75(取整) d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类犁。d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60 计算项目 计 算 内 容 计算结果 1、计算Ll 2、计算L2 3、计算13 4、计算L4 5、计算L5 6，计算L6 半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，按138页取L1=82 l2=l1+e+m=50 e=12d3，其中d3为螺钉直径，查表51(23页) m=L-3-B轴承小=6+C1+C2+(38)-3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75页，按凸缘式端盖查l1),若m<e取m=e即可。L3=B轴承大+2大+3大，2大2小=54（公式中为齿轮宽度） L4=B大齿轮一260 L5=b=1.4a4=12取整) L6=Bz轴承大2大+3大L5=31L1=82L2=50L3=54L4=58L5=22L6=455、校核轴的强度 计算项目 计 算 内 容 计算结果2 求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(例图) 略计算注意事项：1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+3+B螈应相等(一)主动轴外伸端处键的校核 已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1131，轴径为d1=30，轴长L1=58带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击六、键的选择与验算 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50将I=Lb，k=0.4h代入公式得挤压应力为 53.82Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，ap<，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=5053.58ap<Op强度足够4)绘制键槽工作图 (二)从动轴外伸端处键的校核 已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=505轴径为d1=45，宽度L1=82。联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=45，由表10-33(165页)，查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70将I=Lb，k=0.4h代入公式得挤压应力为 52.41Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，ap<，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=7052.41ap<Op强度足够 (三)从动轴齿轮处键的校核 已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=505，轴径为d1=52，宽度L4=58。齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45将I=Lb，k=0.4h代入公式得挤压应力为 59.17Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，ap<，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js9±0.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=4559.17ap<Op强度足够注意：从动轴的许用挤压应力op：100120Mpa。键的工作图都需要画出。七、轴承的选择与验算(一)主动轴承的选择与验算已知轴颈直径d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192，运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数 P=RvA、R中较大者 因球轴承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入计算得：Lh= 故所选轴承合适。(1h可查表或按大修期确定)P=1.2Lh>Lh，合适 (二)从动轴承的选择与验算 已知轴颈直径d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数 P二RvA、R中较大者 因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入计算得：Lh= 故所选轴承合适。(1h可查表或按大修期确定)P=1.2Lh>Lh，合适注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列八、联轴器的选择与验算 已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=96，传递的功率为P11=5.08传递的转矩为T"=505 ，轴径为d1=45 计算项目 计算内容 计算结果1、类犁选择 2、计算转矩 3、型号选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25Tc=K·T=631.96按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。公称转矩：Tn=630>Tc许用转速：n1=1000>n11主动端：了型轴孔、A型键槽、轴径d1=，半联轴器长度L：HL弹性柱销联轴器Tc=631.96联轴器的选择结果 型 号 轴孔直径 轴孔长度 公称转矩 许用转速HL44511212504000九、箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：名称符号尺寸箱体厚度具体内容参照23页表5-18mm十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择(一)减速器的润滑1、齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度6.28 选择10mm 润滑，浸油深度 ，(36页)润滑油粘度为59 。(41页)2、轴承的润滑：滚动轴承根据轴径 选择 脂 润滑，润滑脂的装填量 ，润滑脂的类型为钙基2号 钠基2号 。(39-40页)(-2：)减速器的密封(4246页)1、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式2、轴承室内侧密封：采用挡油环密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室3、箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法画出封油环与毡圈示意图(46页与191页)十一、减速器附件的设计说明：按课程设计4753页进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。(一)窥视孔盖和窥视孔的设计作用：检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油 结构示意图窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。(二)排油孔与油塞作用：排放污油，设在箱座底部结构示意图放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图 十二、参考文献1 王启平.机床夹具设计M.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社，1996.1134,207249.2.艾兴.肖诗纲.切削用量简明手册M，机械工业出版社，2000年3月。3 机械制造工艺设计手册简明手册M。哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社。4 东北重型机械学院.洛阳工学院等 机床夹具设计手册M.上海科学技术出版社，5 吴宗泽.罗国华.机械设计课程设计手册M，1992.31999.6.6 闫志中,刘先梅.计算机辅助夹具设计方法及发展趋势J.内蒙古林学院学报, 7 朱耀祥,融亦呜.夹具设计自动化的现状及发展趋势J.机械科8 张福润,徐鸿本,刘延林.机械制造技术基础M.武昌：华中科技大学出版社，2000.288320.9 赵家齐.机械制造工艺学课程设计指导书M.北京：机械工业出版社，10 顾崇衔等.机械制造工艺学M.西安：陕西科学技术出版社，1990.458.11 徐志刚.基于广义映射原理的组合夹具结构设计自动化J.机械工程学12 王小华.机床夹具图册M.北京：机械工业出版社，1992.3637，4041.13 丁殿忠，姜鸿维.金属工艺学课程设计M.北京：机械工业出版社，14 王启义机械制造装备设计M 冶金工业出版社 15 王凤岐.许红静.航天制制造技术J.天津大学出版社， 2003(11).-38-4016 李青. 机械工程与自动化J. 004(6).-99-101,103 十三、结束语由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。