机械设计课程设计说明书一级圆柱齿轮减速器设计

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1、课课 程程 设设 计计 说说 明明 书书设计课题 一级圆柱齿轮减速器设计 专 业 材料成型及控制工程 班 级 姓 名 指导老师 课程设计陈洪涛第 - 2 - 页2011.12目录课程设计任务书课程设计任务书.3一、一、传动方案拟定传动方案拟定.4二、二、电动机选择电动机选择.4三、三、计算总传动比及分配各级的伟动比计算总传动比及分配各级的伟动比.6四、四、运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算.6五、五、传动零件的设计计算传动零件的设计计算.7六、六、轴的设计轴的设计.14七、七、键联接设计及校核键联接设计及校核.24八、八、滚动轴承设计及校核滚动轴承设计及校核.25九、九、密封和润滑的

2、设计密封和润滑的设计.26十、十、联轴器的设计联轴器的设计.27十一、十一、参考资料参考资料 .27十二、十二、设计心得及小结设计心得及小结 .28 课程设计陈洪涛第 3 页2011.12课程设计任务书课程设计任务书设计带式运输机传动装置，传动示意图如下：一、已知条件1）鼓轮直径 D = 400 mm2）鼓轮上的圆周力 F = 1.8 kN3）运输带速度 V = 1.3 m / s二、技术条件1) 传动装置的使用寿命预定为 10 年，单班制；2) 工作机的载荷性质平稳，起动过载不大于 5%，单向回转；3) 电动机的电源为三相交流电，电压为 380 /220 伏;4) 允许鼓轮的速度误差为5%；

3、5) 工作环境：室内。一、设计要求1、减速器装配图一张； 2、零件图 2 张（由指导教师指定） ；3、设计说明书一份，按指导书的要求书写。 课程设计陈洪涛第 4 页2011.12一、一、 传动方案拟定传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1.1 工作条件：使用年限 10 年，工作为单班工作制，工作机的载荷性质平稳，起动过载不大于 5%，单向回转，环境清洁。1.2 原始数据：滚筒圆周力 F=1800N； 带速 V=1.3m/s；滚筒直径 D=400mm。1.3 传动简图（图 1）二、二、 电动机选择电动机选择2.1 电动机类型的选择： Y

4、 系列三相异步电动机2.2 电动机功率选择：2.2.1 传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9920.970.990.96=0.8672.2.2 电机所需的工作功率： 课程设计陈洪涛第 5 页2011.12P工作=FV/1000总=18001.3/10000.867=2.7KW2.2.3 确定电动机转速：计算卷筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.3/400=62.1r/min 按手册表 13-2 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。取 V 带传动比 I1=2-6，则总传动比理时范围为 Ia=6-36。故电动机转速的可

5、选范围为 nd=Ian筒=（6-36）62.1=372.6-2235.6 r/min符合这一范围的同步转速有 750、1000、和 1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，指导书表 12-1 至 12-11。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 3 方案比较适合，则选n=1500r/min。2.2.4 确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y100L2-4。其主要性能：额定功率：3kW，满载转速 1430r/min，质量38kg。 课程设计陈洪涛第 6 页2011.12三、三、

6、 计算总传动比及分配各级的伟动比计算总传动比及分配各级的伟动比3.1 总传动比：i总=n电动/n筒=1430/62.1=233.2 分配各级伟动比据指导书 P7 表 1，取齿轮 i齿轮=4.5（单级减速器 i=3-6 合理）i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=23/4.5=5.1四、四、 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算4.1 计算各轴转速（r/min）nI=n 电机=1430r/minnII=nI/i带=1430/5.1=280.4(r/min)nIII=nII/i齿轮=280.4/4.5=62.3(r/min)4.2 计算各轴的功率（kW）PI=P工作=2.7kWPII=PI带

7、=2.70.96=2.59kWPIII=PII轴承齿轮=2.590.990.96 =2.46kW4.3 计算各轴扭矩（Nm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.7/1430 课程设计陈洪涛第 7 页2011.12=18.03NmTII=9.55106PII/nII=9.551062.88/280.4 =88.55NmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.46/62.3 =377.09Nm五、五、 传动零件的设计计算传动零件的设计计算5.15.1 皮带轮传动的设计计皮带轮传动的设计计 带速验算： V=n1d1/（100060）=1430100/（100060

8、） =7.48m/s（1）选择普通 V 带型号 由 PC=KAP=1.03=3（ kW） 根据课本 P219 表 13-15 可知，故取 A 型 V 带（2）确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =5.1100(1-0.02)=499.8mm 由课本表 13-9 取 d2=500mm (虽使 n2略有减少，但其误差小于 5%，故允许) 课程设计陈洪涛第 8 页2011.12 介于 5-25m/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（100+500）a02（100+5

9、00） 420a01200 初定中心距 a0=700 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（100+500）/2+（500-100）2/(4700) =2399.14 mm 由表 13-2 选用 Ld=2500 mm 的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2500-2399.14)/2=750.43mm（4）验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(500-100)57.3/750.43=149.5120合适（5）确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0) KLK） =3.0/（1.32+0.17）

10、1.090.92） = 2.01 故要取 3 根 A 型 V 带（6）计算轴上的压力 由书 13-17 的初拉力公式有 课程设计陈洪涛第 9 页2011.12 F0=500PC（2.5/K-1）/Zv+q v2 =5003.0（2.5/0.92-1）/（37.48）+0.17.482 =120.39 N 由课本 13-19 得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =23120.39sin(149.5/2)=696.9 N带轮示意图如下：小带轮实心式 课程设计陈洪涛第 10 页2011.12大带轮腹板式5.25.2 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考

11、虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为 217-286HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 197-286HBS；根据课本 P139 表 6-12 选 8 级精度。齿面精糙度 Ra3.2-6.3m (2)按齿面接触疲劳强度设计 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比 i齿=4.5 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.520=90 课程设计陈洪涛第 11 页2011.12 实际传动比 I0=90/20=4.5传动比误差：i-i0/I=4.5-4.5/4.5=0%2.5% 可用齿数比：u=i0

12、=4.5 取 d=1确定各参数值 载荷系数 K 查课本表 11-3 取 K=1.1 1 小齿轮上的转矩 2T1=9.55106P/n1=9.551062.6/280.4 =0.86105 Nmm 材料弹性影响系数 3 由课本表 11-4 ZE=188.9 区域系数 ZH=2.5 4 许用应力 查课本表 11-1。 5 Hlim1=700Mpa Hlim2=600Mpa 查表 11-5 按一般可靠要求取 SH=1 则 650 MpaHHHS1lim1 600 MpaHHHS2lim2 取两式计算中的较小值，即H=600Mpa于是 d1 21123 HZZuuKTHEd =256005 . 29

13、.1885 . 415 . 411086. 01 . 123 课程设计陈洪涛第 12 页2011.12 =52.3mm (4)确定模数 m=d1/Z152.3/20=2.6 取标准模数值 m=3(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核式中 FSaFaFYYmbdKT112 分度圆直径 d1=mZ=320=60mm 1 齿度 b=dd1 =160=60mm,可取 b2=65mm,b1=70mm 2复合齿轮系数 YFa1=2.93 YFa2=2.25 3 YSa1=1.57 YSa2=1.81许用应力 查课本表 11-1 4 FE1=590MPa FE2=450Mpa 查表 11-5 ，取 SF=

14、1.25 则 aFFEFMPS47225. 159011 aFFEFMPS36025. 145022 计算大小齿轮的并进行比较 5F把数值代入公式进行计算 则有57.193.2360651086.01.122511111 SaFaFYYmbdKT=74.38=472MPa1F 课程设计陈洪涛第 13 页2011.12=65.85MPa=360MPa38.7457. 193. 281. 125. 2221112 SaFaSaFaFFYYYY2F故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算d1=mZ1=320=60 mmd2=mZ2=390=270mma=m （Z1+Z2）=3（20+ 90）/

15、2=165mmb=60 mm b2=65mm 取小齿轮宽度 b1=70mm （7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460280.4/(601000) =0.88m/s对照表 11-2 可知选择 8 级精度合适。 课程设计陈洪涛第 14 页2011.12六、六、 轴的设计轴的设计1 1、输入轴的设计、输入轴的设计 (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齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45 调质，硬度 217-255HBS轴的输入功率为 P=2.

16、59KW 转速为 n=280.4r/min根据课本 P245（14-2）式，并查表 14-2，取 c=115dmmnPC47.244 .28059. 211533 (3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则 1轴应该增加 5%，取 D1=26mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f 课程设计陈洪涛第 15 页2011.12=（3-1）15+29=48 mm 则第一段长度 L1=48mm右起第二段直径考虑倒角处距离,取：D2=32mm 2根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长

17、度 L2=60mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承 3有径向力，而轴向力为零，选用 6208 型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为 D3=40mm，长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴 4承的内圈外径，取 D4=46mm，长度取 L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 566mm，分度圆直径为 60mm，齿轮的宽度为 60mm，则，此段的直径为 D5=62mm，长度为 L5=70mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动 6轴承的内圈外径，取 D6=48mm 长度取 L6= 1

18、0mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为 7D7=40mm，长度 L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 课程设计陈洪涛第 16 页2011.12 小齿轮分度圆直径：d1=60mm 1作用在齿轮上的转矩为：T =0.86105 Nmm 2 求圆周力：Ft 3Ft=2T1/d1=20.86105/60=2866.7N 求径向力 Fr 4Fr=Fttan=2866.7tan200=1043.4NFt，Fr 的方向如下图所示 （5）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。其中在右起第一段中受到带轮的作用力 F=697N（可查（五）V带设计中的

19、值）则受力分析可得： 水平面的支反力： 1=0.5=1433.35NHARHBRtF 垂直面的支反力： 2由于选用深沟球轴承则 Fa=0, 那么=0.5= 701.7NVARVBRrF外力在支点产生的反力： 3F1=NLKF8 .6619994697F2=F+F1=1358.8N,（6）画弯矩图 课程设计陈洪涛第 17 页2011.12 由上述轴长可知支承间跨距 L=99mm. 右起第五段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：=0.5L =70.95 NmHCMHAR 垂直面的弯矩：=0.5L =34.7NmVCMVAR 外力 F 的弯矩：M2F=FK =69794=65.5Nm c-c 截面

20、F 力的弯矩：MaF=F1L/2=32.8 Nm 合成弯矩： Ma=111.8MafMMVCHC22)(mN （7）画转矩图： T= Ftd1/2=2866.70.06/2=86 Nm （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：=123.1Nm eM22aaTM （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，而其直径与相邻段相差 1不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 Me=123.1Nm ,由课本表 14-1 查得 b=650MPa，由 14-3 查得:-1=60Mpa 则：e= Me/W= Me/(0.1D43)=

21、123.1/(0.10.063)=5.7 MPa -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 2 课程设计陈洪涛第 18 页2011.12截面：=51.6 Nm2 TMD e= MD/W= MD /(0.1D13)=51.6/(0.10.0263)=29.4MPa -1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： 课程设计陈洪涛第 19 页2011.122 2、输出轴的设计计算、输出轴的设计计算(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

22、45 调质，硬度 217-255HBS轴的输入功率为 P3=2.46kW 转速为 n3=62.3r/min 课程设计陈洪涛第 20 页2011.12根据课本 P245（14-2）式，并查表 14-2，取 c=115d=39.16333.6246. 2115 nPC(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应 1该增加 5%，取 42mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3377.09=490.2 Nm，查标准 GB/T 50142003，选用 LX3 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=82mm,轴段长L1=70mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，

23、该段的直径取 50mm,根 2据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故取该段长为 L2=75mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径 3向力，而轴向力为零，选用 6211 型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为 55mm，长度为 L3=36mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要 4增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 270mm，则第四段的直径取 60mm,齿轮宽为 b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=63mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径

24、为 5D5=68mm ,长度取 L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=55mm，长 6 课程设计陈洪涛第 21 页2011.12度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=270mm 1作用在齿轮上的转矩为：T2 =3.77105Nmm 2 求圆周力：Ft 3Ft =2T2/d2=23.77105/270=2792.6N 求径向力 4 Fr1=Fttan=2792.6tan20=1016.4NFr考虑卷筒外力 1800N,则径向力 Fr= Fr1+1800N=2816.4NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作

25、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：=0.5 = 1396.3NHARHBRtF 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么=0.5=1408.2NVARVBRrF（6）画弯矩图 由上述轴长可知支承间跨距 L=110mm右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：=0.5L = 76.8NmHCMHAR 垂直面的弯矩：=0.5L =77.5NmVCMVAR 课程设计陈洪涛第 22 页2011.12 合成弯矩： =109.1 NmCM22VCHCMM （7）画转矩图： T= Ftd2/2=377Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=

26、0.6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：=251.1Nm eM22aTMC （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，而其直径与相邻段相差 1不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 Me=251.1Nm ,由课本表 14-3 有:-1b=60MPa 则：e= Me/W= Me/(0.1D43)=251.1/(0.10.063)=11.6 MPa -1b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 2截面：=0.6377=226.2 Nm2 TMD e= MD /W= MD/(0.1D13)=226.2/(0.10.0423)=33.9 MPa -1b 所以

27、确定的尺寸是安全的 。 课程设计陈洪涛第 23 页2011.12以上计算所需的图如下： 课程设计陈洪涛第 24 页2011.12七、七、 键联接设计及校核键联接设计及校核1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径 d1=26mm,L=48mm查手册得，选用 A 型平键，得：A 键 87 GB/T1096-2003 l=40mmT=88.55Nm h=7mm根据课本 P158（10-26）式得p=4 T/(dhl)=488.55/（0.0260.0070.04） =48.65Mpa p= (100120Mpa)2、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径 d2=42mm L=70mm T=377.09N

28、m查手册 选 A 型平键 GB/T1096-2003A 键 128 GB/T1096-2003l=56mm h=8mm p=4 T/（dhl）=4377.09/（0.0420.0080.07） =64.13Mpa p =(100-120Mpa)3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接轴径 d3=60mm L=63mm T=377.09Nm查手册 P513 选用 A 型平键 课程设计陈洪涛第 25 页2011.12键 1811 GB/T1096-2003l= 50mm h=11mmp=4T/（dhl）=4377.09/（0.060.0110.056）=40.81Mpa 9056.2N此轴承合格2.输

29、出轴的轴承设计计算 课程设计陈洪涛第 26 页2011.12（1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=2816.4N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =14805.7N3161629200103 .626014 .28161 . 11060 htpLnfPfC（3）选择轴承型号查课本表 11-5，选择 6211 轴承,其 Cr=43.2kN14.8kN此轴承合格九、九、 密封和润滑的设计密封和润滑的设计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

30、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，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。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=0.35-0.7m3。 课程设计陈洪涛第 27 页2011.12(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

31、表面完全分开的一层薄膜。十、十、 联轴器的设计联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，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 TC=KAT=1.3377.09=490.2 Nm，其中 KA 为工况系数，由课本表 17-1 得 KA=1.3（3）型号选择根据 TC，轴径 d，轴的转速 n， 查标准 GB/T 50142003，选用LX3 型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=4700r/min ,故符合要求。十一、十一、参考资料参考资料 机械设计基础（第五版） 杨可桢主编高等教育版社 机械设计课程设计手册吴宗泽主编高等教育出版

32、社机械制图（第五版） 何铭新主编高等教育出版社 课程设计陈洪涛第 28 页2011.12互换性与技术测量（第四版） 谢铁邦华中科大出版社十二、十二、设计心得及小结设计心得及小结 机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了 1 周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。