一级圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

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1、沈 阳 工 程 学 院课 程 设 计设计题目： 一级圆柱齿轮减速器 系 别 机械工程系 班级 数控102 学生姓名 常仁强 学号 2010542215 指导教师 孙泰鹏、吕海鸥 职称 讲师、副教授 起止日期： 2012 年 6 月25 日起至 2012年 7月 6日止 机械设计基础 课程设计成绩评定表专业班级： 数控102 姓名： 常仁强 学号： 2010542215 总成绩： 评 定 标 准 及 成 绩 等 级成绩评定项目ABCDE设计态度刻苦认真认真认真一般不认真设计纪律严格遵守遵守基本遵守少量违反严重违反出勤无缺勤、无迟到、无早退无缺勤，偶尔迟到或早退1次缺勤1次，或偶尔迟到、早退缺勤3

2、次及以下，或迟到、早退较多缺勤达到或超过1/3或迟到、早退很多独立工作能力强强能独立完成设计基本独立完成不能独立完成设计进度及上交成品时间提早或按时按时滞后0.5天滞后1天滞后1.5天及以上设计计算设计思路清晰，结构方案良好，设计参数选择正确，条理清楚，内容完整，结果正确。设计思路清晰，结构方案合理，设计参数选择正确，条理清楚，内容较完整，极少量错误。设计思路较清晰，结构方案基本合理，设计参数选择基本正确，内容基本完整，有少量错误。设计思路基本清晰，结构方案基本合理，主要设计参数选择正确，内容基本完整，有些错误。设计思路不清晰，结构方案不合理，关键设计参数选择有错误，内容不完整，有明显错误。说

3、明书内容规范、端正、整洁、有条理规范、端正、较少涂改较工整少量涂改潦草较多涂改非常潦草大量涂改回答问题基本正确个别错误个别错误多个错误无正确图面质量好好一般差非常差综合评定成绩优秀A7C0良好A5C1中等A3D0及格D5不及格E1或D5指导教师：孙泰鹏 吕海鸥目 录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算 .6五、轴的设计计算.15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.30十、润滑与密封方式的选择、润滑

4、剂的选择.31参考资料目录机械设计基础课程设计任务书专业：数控技术 班级： 102一、设计题目： 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器带式输送机的传动装置简图1、普通V带传动； 2、电动机； 3、减速器； 4、联轴器； 5、运输皮带； 6、传动滚筒二、原始数据： 组 别运输带牵引力F （N）运输带速度V （m/s）传动滚筒直径D （）2组 1300 1.55 250三、工作条件：连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差5，二班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。四、应完成的工作：1、减速器装配图一张；（A0图）2、零件图两张（大齿轮、低速轴，A2图）；3、

5、设计说明书一份。五、设计时间： 2012年 06 月 25 日 至 2012年07 月 6 日六、要求1、 图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、 设计计算说明书字体端正，计算层次分明。七、设计说明书主要内容1、内容（1）封皮（2）课程设计成绩评定表（3）课程设计任务书（4）目录（标题及页次）；（5）题目分析，传动方案设计；（6）电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算；（7）传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；（8）箱体设计及说明；（9）轴的设计计算及校核；（10）键联接的选择和计算；（11）滚动轴承的选择和计算；（12）联轴器的选择；（13）润滑和密封的选择；（14）

6、减速器附件设计；（15）参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、要求和注意事项必须用黑色炭素笔工整的书写在规定格式的设计计算说明书上，要求计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁，要装订成册。沈阳工程学院机械工程系实验中心 设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为一级减速器说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y132S-6系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 =F

7、V/1000=13001.55/1000=2.015kw2) 电动机输出功率传动装置的总效率 = =0.96x0.97x0.99x0.96x0.99x0.99x0.99=0.858d Pd=Pw/=2.015/0.867=2.348(kw)3电动机额定功率因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可，由表17-1Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率Ped为2.2kw。4电动机的转速方案电动机型号额定功率(kw)同步转速（r/min）满载转速（r/min）电动机质量（kg）总传动比1Y132M-83750710795.9962Y132S-631000960638.1073Y100L2-431

8、50014303812.077工作机的转速n=601000v/（D）=60x1000x1.55/3.14x250=118.41r/min所以ia1=n满/n=710/118.41=5.996ia2=n满/n=960/118.41=8.107ia3=n满/n=1430/118.41=12.077方案3电动机重量轻，但总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。如为使传动装置结构紧凑，选用方案1较好，如考虑电动重量，则用方案2。现选用方案2。即电机型号为Y132S-6。5、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、因为i总=8.107 2)、分配传动比 取i带=2.3 则 i齿

9、=i总/i带=8.107/2.3=3.525三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速（一）转速n=960（r/min）=/=/=960/2.3=417.39（r/min） =/=417.39/3.525=118.41（r/min）=118.41（r/min）2各轴输入功率按电动机所需功率计算各轴输入功率，即P0=P工作=2.348 KWPI=P工作带=2.3480.96=2.254KWPII=PI轴承齿轮=2.2540.990.97=2.165KWPIII=PII轴承联轴器=2.1650.990.99=2.122KW3各轴输入转矩T(Nm)T工作=9550 P0 /=95502.348/96

10、0=23.358（Nm）TI=9550PI/=95502.254/417.39=51.57（Nm）TII= 9550PII/=95502.165/118.41=174.61（Nm）TIII= 9550PIII/=95502.122/118.41=171.14（Nm）将计算结果汇总列表备用。轴号功率P/kW 转速 N /(r.min-1) 转矩 /(Nm)传动比 i效率 0（电机轴）2.34896023.358 2.30.96 1（高速轴）2.254417.3951.57 2（低速轴）2.165118.41171.613.5250.96 3（滚筒轴）2.122118.41171.1410.98四

11、、传动件的设计计算 1设计带传动的主要参数。1）、计算功率 查表13-8得KA=1.2，则PC=KAP=1.22.348=2.818KW2)、选择V带型 按照任务书得要求，选择普通V带。根据PC=2.818KW及=960r/min，查图确定选用A型普通V带。3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、根据表13-9推荐，小带轮选用直径不小于75mm，选择d1=100mm（2）、验算带速v v =(3.141066940)/60000=5.2m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 d2=/d1(1-0.02)=960/417.39*100*(1-)=2

12、25.4mm,根据表13-9取d2=236mm（4）、确定V带的中心距a和基准长度 （1）初取中心距a0得235.2a0672， 根据总体布局，取a0=500 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=2500+3.14/2(100+236)+(236-100) /4500=1537.038mm根据标准手册，由表13-2取Ld =1600mm。 (3)计算实际中心距=500+(1600-1537.038)/2=531.5mm（5）.验算小带轮包角=165.34120，包角合适（6）.计算带的根数计算v带的根数Z 根据dd1=100mm及n0=960r/min，查表13-3得P0=0.9

13、5KW,由带传动的传动比i=/=d2/d1(1-)=236/100(1-0.02) =2.408 查表13-5得到 P0=0.11KW中心距a=531.5mm由表13-7包角=165.34 K=0.98由表13-2 Kl =0.99则Z=2.818/(0.95+0.11) 0.980.99=2.740，取Z=3（7）、计算单根V带的初拉力和最小值F0=500查表13-1得q = 0.1/m,则(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=5002.818（2.5/0.98-1）/(35.03) +0.15.032N=147.35N（8）计算带传动的压轴力FQ=2ZF0

14、sin=23147.35sin=876.54N（9）.带轮的设计结构A.带轮的材料为:HT200B.V带轮的结构形式为:腹板式. C结构图 （略）2、齿轮传动设计 1)齿轮材料和热处理的选择小齿轮选用45号钢，调质处理，HB236大齿轮选用45号钢，正火处理，HB1902)、按齿面接触强度计算:由表11-5，取安全系数SH=1.1 SF=1.25齿面接触应力： H1= Hlim1/SH=600/1.1=545MPa H2= Hlim2/SH=380/1.1=345MPa危险截面接触应力： F1= FE1/SF=450/1.25 =360MPaF2= FE2/SF=320/1.25 =256MP

15、a小齿轮的转矩 T1=9.55106P1/n1=2.254/417.399.55106=5.157104 Nmm取弹性系数ZE =188（表11-4） 区域系数ZH=2.5计算小齿轮分度圆直径 H2= Hlim2/SH=380/1.1=345MPa危险截面接触应力： F1= FE1/SF=450/1.25 =360MPaF2= FE2/SF=320/1.25 =256MPa小齿轮的转矩 T1=9.55106P1/n1=2.254/417.399.55106=5.157104 Nmm取弹性系数ZE =188（表11-4） 区域系数ZH=2.5计算小齿轮分度圆直径 = =51.35(1) 确定齿轮

16、的齿数和 取， = 243.525=85故实际传动比 计算齿轮的主要尺寸 齿轮按8级精度计算取载荷系数K=1.1(表11-3)，齿宽系数 查表11-6 =0.8 (2) 齿轮宽度 mm B2 = B1 + (510) = 50(mm） (3)中心距 3、计算（1）计算圆周速度: 由3.2.1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力（图11-8，图11-9） 2.52 1.65 2.13 1.81对照表选择8级精度符合要求(2)齿顶圆直径 由机械零件设计手册得 h*a =1.0 c* = 0.25(3)齿距 P = 23.14=6.28(mm)(4)齿根高 (5)齿顶高 (6)齿根圆直径 4）、结构设计。

17、小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径 d=45轮毂直径 =1.6d=72轮毂长度 轮缘厚度 0 = （2.54）m 取 =42=8mm轮缘内径 =-2h-2=174-24.5-28=149mm腹板厚度 C=(0.20.3)45=10mm 腹板中心孔直径=0.5(+)=0.572149110.5腹板孔直径=1520=20mm齿轮倒角n=0.5m=0.52=1 五、箱体设计及说明箱座壁厚=0.025a+1=3.7258mm 取8mm 箱座凸缘厚度b=1.5=1.58=12mm箱盖厚度=0.025a+18mm 取8mm 箱盖凸缘厚度=1.5=1.58=

18、12mm箱底座凸缘厚度=2.5 =2.58=20mm ,轴承旁凸台高度h=70 mm， 凸台半径R=2mm轴承座端面与内机壁距离=5851mm大齿轮顶与内机壁距离1.2= 1.28=9.6 mm 取12mm小齿端面到内机壁距离8 mm 取13mm机体筋板上下厚度=0.85=6.8mm取7mm 主动轴承端盖外径=92mm从动轴承端盖外径=120mm地脚螺栓M16，数量4个 轴承端盖螺钉直径=6mm, =8mm 六轴的设计计算及校核1输入轴的设计计算（1） 首先确定个段直径按扭转强度估算轴的直径选用45调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=2.254 KW 转速为=417.39r/min根

19、据机械基础课本12-5式，并查14-2表取c=107d=c=107=18.77mm (2)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，轴上开键槽，扩大5%，dmin=18.771.0519.71 mm 圆整则取20 mm 则第一段长度L1=1.62032mm 圆整取30mm右起第二段直径取D2=D1+(13)=20+2=22mm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，则取第二段的长度L2=48mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6206型轴承，其尺寸为dDB=306216，那么该段的直径为D3=30m

20、m，长度为L3=42mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，取D4= D3343041.6mm36.4mm，圆整取D4=36 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52mm，齿轮的宽度为50mm，则此段的直径为D5=52mm，长度为L5=50mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,取D6=36.4mm, 圆整取D4=36 长度取L6=10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=30mm，长度L7=42mm2输出轴的设计计算 按扭转强度估算轴的直径 选用45号刚，调质，硬度217255HBS轴的输入功率为=2.165KW 转速为=118.41 r/m

21、in取c=107d=c=107=28.19mm(1) 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，则轴应该增加5%，圆整后取标准值 取35mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3171.14=222.482Nm，查机械设计课程设计手册选用GYS4型联轴器，所以轴段长L1=60mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取=351538mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取该段长为L2=65mm右起第三段，该段装有滚动轴承，则轴承有径向力，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40mm，长度为L3=40

22、mm右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，根据滚动轴承取第四段的直径取45mm,齿轮宽为b4=45mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=4434C152mm ,长度取L5=9mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=40mm，长度L6=42mm3轴的强度校核从动轴的强度校核圆周力 =2000174.61/170=2054N径向力 =tan=2054tan20=748N由于为直齿轮，轴向力=0作从动轴受力简图：（略）L=106mm=0.5=0.52054=1027=0.5L=10271060.5/1000=54=0.5=0.5748 =374=

23、0.5L=3741060.5/1000= 19.81 转矩T=174.61 校核=218.84 =57.52 由图表查得，=60MPa d10=10=21.24(mm),开键槽，将直径扩大5%，求的22.30mmd=22.30mm 35mm 则强度足够主动轴的强度校核圆周力 =200051.57/48=2148.75 N径向力 =tan=2148.75tan20=782N由于为直齿轮，轴向力=0作主动轴受力简图：（略）L=108mm =0.5=0.52148.75 =1074.375=0.5L=1074.3751080.5/1000=58.02=0.5=0.5782=394.5=0.5L=39

24、4.51080.5/1000=21.30 转矩T=51.57 校核=61.81 =80.50 由图表查得，=60MPa d10=10=18.75(mm) 考虑键槽d=18.751.05=19.69mm 20mm 则强度足够六、滚动轴承的选择及计算1. 考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择6206 2个（GB/T276-1994）从动轴承6208 2个（GB/T276-1994）2.寿命计划：两轴承受纯径向载荷（1）高速轴轴承寿命P=782N X=1 Y=0轴承寿命：深沟球轴承6206，基本额定功负荷查表12-1，16-8，16-9=19.5

25、KN =1 =3=619142h预期寿命为：3年，两班制L=330016=14400轴承寿命合格（2）从动轴轴承寿命P=748N X=1 Y=0轴承寿命：深沟球轴承6208，基本额定功负荷查表12-1，16-8，16-9=29.5KN =1 =3=8634190h预期寿命为：3年，两班制L=1030016=14400轴承寿命合格七、键联接的选择及校核计算（一）从动轴外伸端d=35，考虑键在轴中部安装故选键108 GB/T10962003，b=10，L=6051050，h=8，选45号钢，其许用挤压力=100MPa=49.07MPa 则强度足够，合格（二）主动轴外伸端d=20，考虑键在轴中部安装

26、故选键66 GB/T10962003，b=6，L=3051022，h=6，选45号钢，其许用挤压力=100MPa=78.14 MPa 则强度足够，合格（三）从动轴与齿轮联接处d=45mm，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键129 GB/T10962003，b=12mm，L=40mm，h=9mm，选45号钢，其许用挤压应力=100MPa=43.11MPa 则强度足够，合格八、高速轴的疲劳强度校核轴结构如下： （1）判断危险截面在A-B轴段内只受到扭矩的作用， 高速轴是齿轮轴，轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕是确定的，所以A-B内均无需疲劳强度校核。从应力集中疲劳强度的影响来看，E-E

27、段截面为齿轮轴啮合区域，引起的应力集中最为严重，截面E-F上的应力最大。所以只需校核E-F段截面即可。（2）抗弯截面系数抗扭截面系数左截面上的扭矩T3为截面上的弯曲应力截面上的扭转应力轴的材料为40号刚,调质处理。由表查得：截面上理论应力系数按附表3-2查取。因经查之为：；又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；故有效应力集中系数按式（附表3-4）为：皱眉经过表面硬化处理，即，则按式得到综合系数为：；附图的尺寸系数扭转尺寸系数为轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由得到40MnB的特性系数则界面安全系数：故可知道端面安全；抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV上的扭矩T3为截面上的弯曲应力

28、截面上的扭转应力由表15-1查得：又由附图3-1可查取轴的材料敏性系数；有附表3-8用插值法查得：轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：；又由3-1及3-2得到40Cr的特性系数则界面安全系数：故E段左端截面的左端面都安全！九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=3.725mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=3.18mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=15.924mm取16mm地脚

29、螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=12mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=89.6mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=6.48mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=4.86.4mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=5.46.4mm取M6df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=2mm凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=43内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=51大齿轮顶圆与内机壁距离

30、11.2=9.6mm取12mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取13mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=78.4mm取8mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)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

31、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。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2L3型润滑脂，用油量为轴承间润滑脂润滑。减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。参考资料目录1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，

32、2006年5月第7版2 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版3 宋宝玉主编. 机械设计课程设计指导书M北京：高等教育出版社，2006年8月第1版4 左宗义，冯开平主编 画法几何与机械制图M广州：华南理工大学出版社，2001年9月第1版5 刘锋，禹奇才主编. 工程力学材料力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版6 禹奇才,张亚芳，刘锋主编. 工程力学理论力学部分M. 广州：华南理工大学出版社，2002年8月第1版i总=8.107i带=2.3i齿=3.525=960（r/min）=417.39（r/min）=118.41（r/min）=118.41（r/min）P0=2.348 KWPI=2.254KWPII=2.165 KW PIII=2.122KWT工作=23.358（Nm）TI=51.57（Nm）TII=174.61（Nm）A型普通V带V带取2根a=531.5mmi=2.408a=531.5mmF0=147.35NFQ=876.54N.V=1.05(m/s)=85B1=45(mm）B2 =50(mm）=48mm=170mma=109mm=43mm=165mm6206型轴承6208型轴承键108键66键129L=290mmS=174mm=30mm=14.49MPa