机械设计课程设计说明书一级圆柱齿轮减速器设计

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 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、密封和润滑的设计密封和润滑的设计.2

2、6 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 mm 2）鼓轮上的圆周力 f = 1.8 kn 3）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%； 5) 工作环境：室内。 一、设计要

3、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。 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 系列三相异步电动机 2.2 电动机功率选择： 2

4、.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 =0.867 2.2.2 电机所需的工作功率： p工作=fv/1000总 =18001.3/10000.867 =2.7kw 2.2.3 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。故电动机转速的可选范围为 nd=ia n筒=（6-36）62.1=372.6

5、-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。 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 3.1 总传

6、动比：i总=n电动/n筒=1430/62.1=23 3.2 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/min nii=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=2.7kw pii=pi带=2.70.96=2.59kw piii=pii轴

7、承齿轮=2.590.990.96 =2.46kw 4.3 计算各轴扭矩（nm） ti=9.55106pi/ni=9.551062.7/1430 =18.03nm tii=9.55106pii/nii =9.551062.88/280.4 =88.55nm tiii=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） =7.48m/s 介于 5-25m/s 范围内，故合适 （3）确定

8、带长和中心距 a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+500）a02（100+500） 420a01200 （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=100mm d2=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) 初定中心距 a0=700 ，则带长为 l0=2a0+（d1+d2）+（d2

9、-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）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

10、-17 的初拉力公式有 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 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

11、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 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=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 2 t1=9.55106p/n1=9.551062.6/280.4 =0.86105 nmm

12、 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 mpa h h h s 1lim 1 600 mpa h h h s 2lim 2 取两式计算中的较小值，即h=600mpa 于是 d1 2 1 12 3 h zz u ukt he d = 2 5 600 5 . 2 9 . 188 5 . 4 15 . 4 1 1086 . 0 1 . 12 3 =52.3mm (4)确定模数 m=d1/z152.3/20=2

13、.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 fsafaf yy mbd kt 1 1 2 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=1.25 则 a f fe f mp s 472 25 . 1 590 1 1 a f fe f mp s 360 25 . 1 450 2 2 计算

14、大小齿轮的并进行比较 5 f 把数值代入公式进行计算 则有 57.193.2 36065 1086.01.122 5 11 1 1 1 safaf yy mbd kt =74.38=472mpa 1f =65.85mpa=360mpa38.74 57. 193 . 2 81 . 1 25 . 2 22 11 1 2 safa safa f f yy yy 2f 故满足齿根弯曲疲劳强度要求 （6） 几何尺寸计算 d1=mz1=320=60 mm d2=mz2=390=270mm a=m （z1+z2）=3（20+ 90）/2=165mm b=60 mm b2=65mm 取小齿轮宽度 b1=70m

15、m （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。 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=2.59kw 转速为 n=280.4r/min 根据课本 p245（14-2）式，并查表 14-2，取

16、c=115 dmm n p c47.24 4 . 280 59. 2 115 3 3 (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 =（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 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

17、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 5 66mm，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= 10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径为 7 d7=40mm，长度 l7=18m

18、m (4)求齿轮上作用力的大小、方向 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 3 ft=2t1/d1=20.86105/60=2866.7n 求径向力 fr 4 fr=fttan=2866.7tan200=1043.4n ft，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 带设计中的值）则受力分析可得： 水平面的支反力： 1 =0.5=1433.35n ha r hb r t f 垂直面的支反力

19、： 2 由于选用深沟球轴承则 fa=0, 那么 =0.5= 701.7n va r vb r r f 外力在支点产生的反力： 3 f1=n l kf 8 . 661 99 94697 f2=f+f1=1358.8n, （6）画弯矩图 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 nm hc m ha r 垂直面的弯矩：=0.5l =34.7nm vc m va r 外力 f 的弯矩：m2f=fk =69794=65.5nm c-c 截面 f 力的弯矩：maf=f1l/2=32.8 nm 合成弯矩： ma=111.8mafmm

20、vchc 22 )(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 e m 2 2 aatm （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) =123.1/(0.10.063)=5.7 mpa -1 右起第

21、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： =51.6 nm 2 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： 2 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 45 调质，硬度 217-255hbs 轴的输入功率为 p3=2.46kw 转速为 n3=62.3r/min 根据课本 p245（1

22、4-2）式，并查表 14-2，取 c=115 d=39.16 3 3 3.62 46 . 2 115 n p c (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，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

23、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，取轴肩的直径为 5 d5=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

24、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 3 ft =2t2/d2=23.77105/270=2792.6n 求径向力 4 fr1=fttan=2792.6tan20=1016.4n fr考虑卷筒外力 1800n,则径向力 fr= fr1+1800n=2816.4n ft，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。 水平面的支反力：=0.5 = 1396.3n ha r hb r t f 垂直面的支反力：

25、由于选用深沟球轴承则 fa=0 那么=0.5=1408.2n va r vb r r f （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 = 76.8nm hc m ha r 垂直面的弯矩：=0.5l =77.5nm vc m va r 合成弯矩： =109.1 nm c m 22 vchc mm （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，=0.6 可得右起第四段剖面 c 处的当量弯矩： =251.1nm e m 22 atmc （9）判断危险截面并验算强度 右起第四

26、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 nm 2 tmd e= md /w= md/(0.1d13) =226.2/(0.10.0423)=33.9 mpa -1b 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下： 七、七、 键联接设计及校核键联接设计及校核 1输入

27、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=40mm t=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=377.09nm 查手册 选 a 型平键 gb/t1096-2003 a 键 128 gb/t1096-2003 l=56mm h=8mm p=4 t/（dhl） =437

28、7.09/（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 键 1811 gb/t1096-2003 l= 50mm h=11mm p=4t/（dhl） =4377.09/（0.060.0110.056） =40.81mpa 9056.2n 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=2816.4n （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 =1

29、4805.7n3 1 6 1 6 29200 10 3 . 6260 1 4 . 28161 . 1 10 60 h t p l n f pf c （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