机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书

1、辽源职业技术学院课程设计说明书设计内容： 专业班级： 安全工程144 设 计 人： 指 导 人： 2016 年 07月 15 日前言 本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学等多门课程知识，并运用AutoCAD2004软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方

2、面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。目录一、传动方案拟定5二、电动机选择5三、确定传动装置总传动比和分配各级传动比7四、传动装置的运动和动力设计8五、V带的设计10六、齿轮传动的设计11七、传动轴的设计14八滚动轴承设计20九键联接设计20十联轴器的设计21十一箱体结构设计21

3、十二、密封和润滑的设计24十三、设计小结24参考文献24设计题目带式运输机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有一级圆柱齿轮减速器及V带传动。工作条件带式运输机两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为5%；工作期限为十年，每年工作300天，检修期间隔为三年，小批量生产。 带式运输机数据已知数据 （分组）第8组运输带拉力工作F/N1500运输带工作速度V/（m/s）1.65运输带滚筒直径D/mm260具体作业1. 减速器装配图纸一张（号图纸）2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号或号图纸）3. 设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案拟定第八组：设计一级圆柱齿轮减速器

4、、工作条件：使用年限10年，两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。、原始数据：运输带工作拉力F=1500N；带速V=1.65m/s；滚筒直径D=260mm；3、方案拟定：12345vF1 电动机2 V带传动3 斜齿圆柱齿轮减速器4 联轴器5 带式运输机带式输送机传动系统简图二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：d总 (kw) 式（2）：V/1000 (kw)因此

5、Pd=FV/1000总 (kw)F=1500NV=1.65m/sD=260mm由电动机至运输带的传动总效率为：总=带轴承2齿轮联轴器滚筒取 带=0.96，轴承0.98，齿轮0.98，联轴器0.99，滚筒=0.96；则：总=0.960.9820.980.990.96 =0.859所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总=(15001.65)/(10000.859)=2.881 kw查机械零件手册得 Ped = 3 kw3、确定电动机转速 滚筒工作转速为：n滚筒=601000V/（D） =(6010001.65)/（250）=126.115 r/min根据传动比合理范围，取带传动比i=

6、, 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3,则总传动比理论范围为：i。故电动机转速的可选范围nd=in卷筒=(624)126.115=756.693026.76 r/min则符合这一范围的同步转速有：750 r/min、1000 r/min和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量m/kg参考价格/元总传动比 i总同步转速满载转速1Y100L2-43150014203942011.9862Y132S-631000960637058.1033Y132M-83750710798005.993综合考虑，可见第1

7、方案比较适合。选定电动机型号为Y100L2-4， n满 = 1420 r/min电动机的安装及外形尺寸：机座号极数ABCD100L41601406328EFGHKM6082411012215NPRST凸缘孔BACADHDBBL205205180245176380主要参数：额定功率 Ped=3kw 满载转速n满=1420r/min外形尺寸 L（AC+AD）HD=380385245mm中心高 H=110mm轴伸尺寸 DE=2860键尺寸 FGD=87地脚螺栓安装尺寸AB=160140地脚螺栓直径 K=12三、确定传动装置总传动比和分配各级传动比由选定的电动机满载转速n满和

8、工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： i总=n满/n =n满/n滚筒=1420/126.115=11.260 总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比：i总=i带i（式中i带、i分别为V带和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 取i带=3（普通V带 i=24）因为：i总=i带i所以：i=i总i带=11.260/3=3.753 滚动轴承的效率为0.980.99在本设计中取0.98Pd=2.616kwPed = 3 kw电动机选用：Y100L2-4i总=11.260i带=3i=3.753四、传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴以及I01，i12为

9、相邻两轴间的传动比01，12为相邻两轴的传动效率P，P为各轴的输入功率 （kw）T，T为各轴的输入转矩 （Nm）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算带PPd 轴承PP齿轮轴承联轴器PW滚筒2、（1）计算各轴的转速：轴：n=n0/i01=n满/ i带=1420/3=473.333 r/min轴：n= n/i12=n/ i=473.333/3.753=126.115 r/min滚筒轴：n= n=126.115 r/minn=473.333 r/minn=126.115 r/minn= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd带=2.6

10、160.96=2.511kw轴： P= P12= P1齿轮轴承 =2.5110.980.98 =2.412 kw滚筒轴：P= P24= P轴承联轴器 =2.4120.980.99=2.340 kw（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/n满=95502.616/1420=17.594 Nm轴： T= Tdi带带=17.59430.96=50.671 Nm 轴： T=Ti齿轮轴承 =50.6713.9950.980.98=194.414 Nm滚筒轴：T = T联轴器轴承i齿带 =194.4140.990.981=188.620 Nm（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出

11、功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=2.5110.98=2.461 kwP= P轴承=2.4120.98=2.364 kwP= P轴承=2.3400.98=2.293kw（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率：则：T= T轴承=50.6710.98=49.658 NmT= T轴承=194.4140.98=190.528 NmT= T轴承=188.6200.98=184.848 NmP=2.511kwP=2.412 kwP=2.340 kwTd=17.594 NmT=50.671 NmT=194.414 NmT =188.620 NmP=2.461 kw

12、P=2.364 kwP=2.293kwT=49.658 NmT=190.528 NmT= 184.848 Nm综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴2.61617.59414200.96轴2.5112.46150.67149.658473.33330.96轴2.4122.364194.414190.528118.4813.9950.96滚筒轴2.3402.293188.620184.848118.48110.98五、V带的设计1、选择普通V带型号 由PC=KAP=1.13=3.3 kw根据课本查表得知其交点在A、Z型交

13、界线处，故A、Z型两方案相比较，综合各项数据选择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=90mmd2=(n1/n)2d1(1-)/n2=i带d1(1-) =390(1-0.02)=264.6mm查机械设计基础表13-9取d2=265mm （虽使n2略有减小，但其误差小于5%，故允许） 验算带速v： v=d1n1/（100060） =901420/（100060） =6.692 m/s介于525m/s范围内，故合适 3、确定带长和中心距a：初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5取a0=500符合0.7（d1+d2）a02（d1+d2）

14、248.5a0710L0=2a0+（/2）（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0)=2500+（/2）（90+265）+（265-90）2/(4500) =1572.945 mm查机械设计基础表13-2，对A型带选用Ld=1600 mm。实际中心距aa0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1572.945)/2=513.528 mm4、验算小带轮包角1:1=180-(d2-d1) /a57.3 =180- (265-90) /513.52857.3=160.473120 合适求V带根数zz=PC/(P0+P0)KLK=3.3/（1.07+0.17）0.990.95 =2.830故要取

15、3根A型V带5、求作用在带轮轴上的压力FQ:由初拉力公式有: F0 =（500PC/zv）（2.5/K-1）+qv2=（5003.3）/（36.692）（2.5/0.95-1）+0.16.6922=138.574 N查表得KA=1.1 查机械设计基础表13-9得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mmd1=90mmd2=265mmv=6.692 m/sa0=500mmLd=1600mma=513.528mm1=160.473查机械设计基础表得P0=1.07P0=0.17 K=0.95KL=0.99z=3F0 =138.574 N作用在轴上的压力:FQ=2zF0sin(1/2) =2313

16、8.574sin(160.473/2)=819.401 N六、齿轮传动的设计（1）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度为240HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选7级（2）初选主要参数齿宽系数d=1齿数比=n1/n2=473.333/118.481=3.995轮的齿数Z1和Z2：Z1=20 ， Z2=Z1=203.995=79.9 所以Z2=80（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值1.选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式运输机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查机械设计

17、基础表11-3取K=1.12小齿轮转矩T1T1=9550P/n1=95502.511/473.333=50.662 Nm3. 材料弹性系数查机械设计基础表11-4 ZE=189.8 MPa4.区域系数 ZH=2.5 5.许用应力 查机械设计基础表11-1得Hlim1=590 MPa Hlim2=380 MPa查表11-5 按一般可靠要求取SH=1则 H1=Hlim1/SH=590 MPaH2=Hlim2/SH=380 MPa取两式计算中的较小值，即H=380Mpa于是 d1 = =60 mm（4）确定模数m=d1/Z160/20=3取标准模数值 m=3（5） 验算齿根弯曲疲劳强度 校核式中 1

18、.小轮分度圆直径d1=3Z1=320=60mm2.齿轮啮合宽度b=dd1 =1.060=60mm3.查机械设计基础表11-8、11-9得齿形系数 YFa1=2.95 YSa1=1.56YFa2=2.28 YSa2=1.774.查机械设计基础表11-1得许用应力FE1=460 MPa FE2=320 MPa由表11-5取SF=1.25F1= FE1/SF=368 MPaF2= FE2/SF=256 MPaF1=(21.150.6621032.951.56)/(603220)=47.493MPaF1F1=F1YFa2YSa2/YFa1YSa1=47.4932.281.77/(2.951.56)=4

19、1.648F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。（6） 几何尺寸计算小齿轮分度圆直径d1=mZ1=320=60 mm 大齿轮分度圆直径d2=mZ2=380=240 mm标准中心距a=m /2（Z1+Z2）=3/2(20+80)=150mm齿轮宽度B2=dd1=60mm B1=B2+（510）=6570 mm 取B1=68mm由机械设计基础表4-2得 h*a =1 c* = 0.25齿距 p=m=9.425 mm齿顶高 ha=h*am=3 mm齿根高 hf=(h*a+c*)m=3.75 mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=60+23=66 mmda2=d2+2ha=240+23=246 mm齿根圆直

20、径 df1=d1-2hf=60-23.75=52.5 mmdf2=d2-2hf=240-23.75=232.5 mm齿厚s=齿槽宽e=p/2=m/2=4.712 mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460473.333/（601000） =1.486 m/s对照机械设计基础表11-2可知选择7级精度合适。（8）齿轮的结构设计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 大齿轮相关尺寸计算如下：轴孔直径 d=60 mm轮毂直径 D1=1.6d=1.660=96 mm 轮毂长度 L=B2=60 mm轮缘厚度 0 = (2.54)m = 7

21、.512mm 0取 =10轮缘内径D2=da2-2h-20 =246-26.75-210=212.5mm取D2=212mm腹板厚度 c=0.3B2=0.360=18 mm取c=18 mm腹板中心孔 D0=0.5（D1+D2）=0.5（96+212）=154mm腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=0.25（212-96）=29mm取d0=30mm齿轮倒角 n=0.5m=1.5FQ=819.401N=3.995Z1=20Z2=80T1=50.662 Nmd160 mmm=3齿根弯曲疲劳强度足够d1=60 mmd2=240 mma=150mmB1=68mmB2=60mmp=9.425 mmha=

22、3 mmhf=3.75 mmh=6.75 mmda1= 66 mmda2= 246 mmdf1=52.5 mmdf2= 232.5 mms=4.712 mmv=1.486 m/s精度7级轴孔直径 d=60 mm轮毂直径 D1=96 mm轮毂长度 L=B2=60 mm轮缘厚度 0 =10轮缘内径D2=212mm腹板厚度 c=18 mm腹板中心孔 D0=154mm腹板孔直径d0=30mm齿轮倒角 n=0.5m=1.5七、传动轴的设计1、齿轮轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒周向固定，联接以平键作过渡配合固

23、定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定(2)轴几何尺寸的设计计算1.轴的材料和热处理的选择选用45号钢，调质处理，硬度217255HBSB=650MPa S=360MPa -1=300MPa2.按照扭转强度初步设计轴的最小直径根据机械设计基础P245，并查表14-2，取c=115d4. 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连接，则轴应该增加5%，则D1=21.0598mm，取D1=26mm，带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）15+29=48 mm 则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=36mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的

24、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，则取第二段的长度L2=70mm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6008型轴承，其尺寸为dDB=406815，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承的内圈外径，取D4=48mm，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72mm，分度圆直径为66mm，齿轮的宽度为66mm，则，此段的直径为D5=72mm，长度为L5=70mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径

25、，取D6=48mm 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=40mm，长度L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 1.小齿轮分度圆直径：d1=66mm2.作用在齿轮上的转矩为：T1 =50.662103Nmm3.求圆周力FtFt=2T1/d1=250.662103/66=1535.212N4.求径向力FrFr=Fttan=1535.212tan200=558.771NFt，Fr的方向如下图所示（5）轴支承反力根据轴承支承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。水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2 =1535.212/2=767.6

26、06 N垂直面的支承反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么F1V=F2V=(FrL/2-Fad2/2)/L= 558.7710.5=279.386N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mah=F1HL/2=47.530 Nm垂直面的弯矩：Mav= Mav=F1VL/2=17.322Nm合成弯矩：（7）求轴传递的转矩 T= Ftd1/2=50.662Nm（8）求危险截面的当量弯矩 因为是单向回转，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：（9）判断危险截面并验算强度1.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不大，所以剖面C为危险

27、截面。已知Me=59.018Nm ,由机械设计基础有:-1b=65Mpa 则：e= Me/W= Me/(0.1D43)=59.0181000/(0.1403)=9.222 Nm-1b2.右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e= MD/W= MD/(0.1D13)=30.3971000/(0.1263)=17.295 Nm-1b所以确定的尺寸是安全的 。受力图如下：Me=59.018Nm-1b=65Mpa e=9.222Nm-1bMD=30.397Nme=17.295Nm-1b2、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

28、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45号钢，调质处理，硬度217255HBS轴的输入功率为P=2.412 kw转速为n=118.481 r/min根据机械设计基础P245，并查表14-2，取c=115d(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，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3194.414=252.738Nm，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=56mm,轴段长L1=110mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取5

29、2mm,根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=54mm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6011型轴承，其尺寸为dDB=559018，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，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为264mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=66mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=57mm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=68mm ,长度取L5=10mm右起第六段，

30、该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm（4）求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=264mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =194.416103Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2194.416103/264=1472.848N 求径向力FrFr=Fttan=1472.848tan200=536.073NFt，Fr的方向如下图所示（5）轴支承反力根据轴承支承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。水平面的支承反力：F1H=F2H=Ft/2 =736.424 N垂直面的支承反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么F1V=F2V =F

31、r62/124= 268.037 N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mah=F1H62= 45.658 Nm垂直面的弯矩：Mav= Mav=F1V62=16.618Nm合成弯矩：（7）求轴传递的转矩： T= Ftd2/2=194.416 Nm（8）求危险截面的当量弯矩 因为是单向回转，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （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不大，所以剖面C为危险截面。已知Me=126.364Nm ,由机械设计基础有:-1b=65Mpa e= Me/W= Me/(0.1D

32、43)=126.3641000/(0.1603)=5.850 Nm-1b右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e= MD/W= MD/(0.1D13)=116.6501000/(0.1403)=18.227 Nm-1b所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：d31.401Me=126.364Nm-1b=65Mpae=5.850 Nm-1bMD=116.650Nme=18.227 Nm-1b尺寸安全八滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh=1030082=48000小时1、输入轴的轴承设计计算（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=

33、558.771N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =6815.216N（3）选择轴承型号查机械设计基础附表1，选择6008轴承 Cr=17.0KN预期寿命足够此轴承合格2、输出轴的轴承设计计算（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=536.073N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查机械设计基础附表1，选择6011轴承 Cr=30.2KN由机械设计基础（16-2）式有预期寿命足够此轴承合格九键联接设计1、输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=26mm,L1=60mm查手册得 选C型平键，得：键 87 GB/T1096-

34、79 L=L1-b=60-8=52mmT=17.594Nm h=7mm根据机械设计基础P158（10-26）式得p=4 T/(dhL)=417.5941000/（26752） =7.436Mpa p (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=36mm L2=70mm 查手册得 选A型平键 键108 GB/T1096-79 L=L2-b=70-10=60mm T=50.671Nm h=8mm p=4 T/（dhL）=450.6711000/（40860） = 10.556Mpa p (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mm L3=52mm 查手册得 选

35、A型平键键1811 GB/T1096-79 L=L3-b=52-18=34mm T=194.414Nm h=11mmp=4T/（dhl）=4194.4141000/（601134）=34.655Mpa 48000轴承合格P=Fr=536.073NCr=4120.631NLh=48000轴承合格键 87p =7.436Mpa p键108p=10.556Mpa p键1811p=34.655Mpa 25050时,n=6;a500时，n=8轴承旁联结螺栓直径d10.75df箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.50.6）df联轴器螺栓d2的间距l150200轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df检查孔盖螺钉直径d4（0.30.4）df定位销直径d（0.70.8）d2df，d1, d