《机械设计基础》课程设计一级减速齿轮设计说明书

1、设计题目：i级齿轮减速器机械工程（系） 数控技术 专业班级 2010级数控大专一班组员： 完成日期 2 012年03月 28 日目录一机械设计基础课程设计任务书二传动方案的确定三电动机的选择，传动系统的运动和动力参数1. 电动机的选择2. 传动比分配3. 各级传动的动力参数计算三 传动零件的设计计算 带传动 齿轮传动的设计 轴设计 轴承的选择与校核 键的选择与校核 联轴器的选择 润滑与密封 箱体主要尺寸 四、小 结五、参考文献 机械设计基础课程设计任务书一课程设计的目的：机械设计基础课程设计是机械设计的一个十分重要的实践环节，是进行的第一次较全面的设计综合训练，其目的是：1. 通过课程设计，全

2、面巩固、加深和扩充在机械设计基础及相关课程中所学到的知识，训练学生综合运用这些知识去分析和解决工程实际问题的能力。2. 学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计方法、设计步骤，为今后从事这些相关的专业课程设计、毕业设计及实际的工程设计打好必要的基础。3. 使学生在设计计算、制图、运用设计资料（含有关国家标准、规范）、使用经验数据、进行经验估算等方面接受全面的基础训练。一 设计题目： 设计带式传动机装置中的一级渐开线直齿圆柱齿轮减速器。1. 运动简图1电动机 2带传动 3联轴器 4皮带式传送机5一级渐开线直齿圆柱齿轮减速器2. 原始数据:(以学号尾数选取下列相

3、应参数值)题号0123456789f(kn)3.63.84.04.24.44.64.85.05.25.4v(m/s)1.21.11.01.151.31.41.21.11.01.2d(mm)3503503303002503503303002502003.工作条件：二 设计内容：传动装置的总体设计；传动零件，轴，轴承，联轴器等的设计计算和选择；三 要求完成以下任务：1、画a1号草图、装配图各一张， a3号零件图一张。2、 设计论文（说明书）一份，不少于20页。 一级减速器设计说明书一、电动机的选择： 1. 选择电动机类型因为输送机运转方向不变，工作载荷稳定，因此选用y型全封闭笼型三相异步电动机。2

4、、选择电动机功率工作所需的电动机输出功率为pd 带传动 轴承齿轮轴承联轴器传动总效率根据主要参数f=4200 n v=1.15m/s d=250mm得出电动机输出功率3、确定电动机的转速滚筒的转速v带传动常用的传动比范围，单级圆柱齿轮传动比范围，于是电动机转速可选范围为：符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，根据计算出的容量，查出三种型号电动机适合。电动机型号额定功率满载转速同步转速y160m2-85.5720750y132m2-65.59601000y132s-45.514401500综合考虑，电动机和传动装置尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，

5、可见选用y132s-4较为合适。2、 总传动比 l 分配传动比i1=3 i2=5.3l 各轴转速电机轴为1轴，减速器高速轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为： l 各轴输入功率l 各轴转矩 运动和动力参数计算结果如下： 参 数电动机轴高速轴低速轴滚 筒转速（r/min）144048090.5790.57功率（kw）5.55.2354.9转矩（）36.48104527517传动比165.33效率0.876以上参照简明机械零件设计实用手册三、带传动1、确定计算功率pc由表11-6（手册）查得ka=1.3，得pc=kap=1.35.57.15kw2、选择带型号根据pc7.15kw、n1=1440r/m

6、in，由图3-10（教科书）查得选用a型普通带。3、确定带轮基准直径、 根据表3-3和图3-10，表3-6选取l 大带轮的基准直径为：按表3-3（教科书）选取标准直径为l ，则实际传动比、从动轮的实际转速分别为： l 从动轮的转速误差率为在5%以内为允许值4、验算带速带速在525米范围内5、确定带的基准长度和实际中心距l 初定中心距取 l 确定带的基准长度：由表3-2(教科书)选取基准长度l 实际中心距为中心距的变化范围为：6、校验小带轮的包角7、确定带的根数根据，查表3-7（教科书）,得由式3-9（教科书）得功率增量=0.17kw由表3-2查得带长度修正系数，由图3-9查得包角系数，得普通带

7、根数： 圆整取8、确定初接力f0及带轮轴上的压力fq由手册查得a型普通带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式得单根带的初拉力为：作用在轴上的压力fq为9、设计结果v带型号a型v带基准长度ld2500根 数2140400中心距a772轴上压力q954以上参照机械设计基础、简明机械零件设计实用手册四、齿轮的设计与校核1、（1）选择齿面材料、热处理方法，并确定材料的许用接触应力。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表3-27（教科书）得小齿轮45号钢调质处理hbs1=240大齿轮45号钢正火处理hbs2=200两齿轮齿面硬度差为40hbs，符合软齿面传动的设计要求。()、确定材

8、料许用接触应力。两齿轮材料的许用接触应力分别为：2、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计公式，初步确定小齿轮的分度圆直径。小齿轮的转矩为：因原动机为电动机，且工作载荷平稳，查得载荷系数k=1.3。直齿轮减速器属闭式硬齿面传动，且非对称布置，故取。材料的弹性系数由于采用闭式硬齿面传动，根据推荐值的范围，初选螺旋角，查取区域系数。根据推荐值，初选，则大齿轮齿数。（如果是小数的话圆整，再校验齿数比误差，通常不应超过，。）由图(教科书）3-76查的接触疲劳强度极限hlim=hlim1=hlim2=1150mpa由式(教科书）3-88计算应力循环次数 n1=60n1jlh=604801(2830015)

9、=2.074n2=n1/i=2.074/5.3=3.913(3) 计算将各参数数值代入设计公式计算小齿轮分度圆直径d1t,h取h1和h2中较小的值代入d1t修正计算1计算圆周速度v=d1tn1/60x1000=63.5x480x3.14/60x10001.60m/s2齿宽b=dd1t=0.8x63.5=50.8mm3计算齿宽与齿高之比模数：mt=d1t/z1=63.5/24=2.5mm齿高：h=2.25mt=2.25x2.5=5.63mmb/h=50.8/5.63=94计算载荷系数由表3-28（教科书）查的使用系数ka=1由图3-67（教科书）差的动载系数kv=1.12对于直齿轮齿间载荷分配系

10、数kha=kfa=1由表3-30（教科书）差得齿向载荷分配系数khb=1.139由b/h=9 khb=1.139查图3-70（教科书）得kfb=1.3载荷系数k=kakvkhakhb=11.1211.139=1.2765修正分度圆d1=d1t=63.5mm6计算模数m m=d1/z1=63.5/24=2.65按齿根弯曲疲劳强度设计1设计公式 2确定各参数值由图3-75（教科书）查的弯曲疲劳强度极限fe=fe1=fe2=620mpa由图3-73查的寿命系数：kfn1=0.85 kfn2=0.87计算许用弯曲应力 取s=sf=1.4 由式3-83得f1=kfn1fe1/s=0.85620/1.4=

11、376.42mpaf2= kfn2fe2= 0.87620=385.285mpa由表3-31（教科书）查的齿形系数yfa1=2.65 yfa2=2.14由表3-31（教科书）查得应力校正系数：=1.58 ysa2=1.79计算yfaysa/fyfa1ysa1/f1=2.651.58/376=0.0112yfa2ysa2 /f1=2.141.79/385=o.0099小齿轮的系数大，因此取yfaysa/f=0.0112计算载荷系数k=kakvkfakfb=11.1211.3=1.456计算：=1.9几何尺寸计算1算与说明对比计算结果，按齿面接触疲劳强度计算的模数m大于按齿根弯曲疲劳强度计算的模数

12、，由于齿轮的模数主要取决于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，因此可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数1.9并就近圆整为标准值m=2mm,按齿面接触疲劳强度计算的分度圆直径d1=63.5mm,计算小齿轮齿数z1=d1m=63.5/2=31.7532大齿轮齿数 z2=325.3170 这样设计出的齿轮传动，既满足咯齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度。计算分度圆直径d1=mz1=232=64mmd2=mz2=2170=340mm计算中心距a=(z1+z2)/2=202mm计算齿宽b b=dd1=0.864=51.2mm即b2=60mm b1=75mmi轴设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的

13、许用应力。根据题意，普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表4-1得，查表4-4得。2、估算轴的最小直径。由表4-3查取a=115，根据公式得3、 轴的结构设计并绘制结构草图。确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮放在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴肩和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合(h7/r6)作周向固定。右端轴承用轴肩和过度配合(h7/k6)s固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（h7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输入端的带轮用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。确定轴的各段直径。外伸端选择标准直径d1=24

14、mm阶梯轴d2=d1+2h=d1+20.07d1=24(1+20.07)=27.36mm，该段处安装毡圈，取标准直径d2=28mm考虑到轴承内孔标准，取d3=d7=30mm，初选两端角接触轴承的型号为7205c。直径d4的轴段为轴头，取标准直径d4=40mm。轴肩d5=d4+2h=56(1+20.07)45mm根据轴承安装直径，查手册得d6=40mm确定轴的各段长度l1=52mm（带轮轮宽12mm）l2=55mml3=b3+l2+2+(13mm)=20mm+(510mm)+(1015mm)+(13mm)=42mml4=80mm(齿轮宽75mm) l58mm（轴肩宽度为b1.4h）l6=2+l2

15、-l5=(1015mm)+ (510mm)-8mm=12mml7=16mm(轴承宽度为b=15mm，挡油环厚1mm)两轴承之间的跨距l=l3+l4+l5+l6=142mm4、主动齿轮的受力计算分度圆直径转矩圆周力径向力轴向力5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算绘制受力简图 将齿轮受力分解成水平面h和铅垂平面v内的力水平面h内的支座反力：铅垂面v内的支座反力绘制弯矩图水平面h的弯矩图铅垂平面v的弯矩图ii轴设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。根据题意，普通用途，中小功率，选用45钢正火处理。查表15-1得，查表15-5得。2、估算轴的最小直径。由表15-2查取a=1

16、10，根据公式15-1得考虑到轴端有键槽，将上述轴径增大5%，即40.251.0542.26mm。由设计图可知，低速轴d2安装联轴器为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为hl4，内孔直径为45mm，与上述增大5%接近。3、轴的结构设计。确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮放在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴肩和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合(h7/r6)作周向固定。右端轴承用轴肩和过度配合(h7/k6)固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（h7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴

17、器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作周向固定。斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。确定轴的各段直径。外伸端选择标准直径d1=40阶梯轴d2=d1+2h=d1+20.07d1=40(1+20.07)=45.6mm，该段处安装毡圈，取直径d2=45mm考虑到轴承内孔标准，取d3=d7=50mm，初选两端角接触轴承的型号为7210c。直径d4的轴段为轴头，取标准直径d4=56mm。轴肩d5=d4+2h=56(1+20.07)64mm根据轴承安装直径，查手册得d6=57mm确定轴的各段长度l1=130mm（比联轴器短12mm）l2=55mml3=b3+l2

18、+2+(13mm)=20mm+(510mm)+(1015mm)+(13mm)=42mml4=58mm(齿轮宽60mm，l4比齿轮宽短13mm)l58mm（轴肩宽度为b1.4h）l6=2+l2-l5=(1015mm)+ (510mm)-8mm=12mml7=21mm(轴承宽度为b=20mm，挡油环厚1mm)两轴承之间的跨距l=b3+2l2+22+b2=20+2(510mm)+2(1015mm)+60=123mml=l3+l4+l5+l6=123mm4、从动齿轮的受力计算分度圆直径转矩圆周力径向力轴向力5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算水平面h内的支座反力：铅垂面v内的支座反力绘制弯矩图

19、水平面h的弯矩图铅垂平面v的弯矩图 因为危险截面a、b均安全，所以该轴的强度是足够的，以上参照机械设计基础六、轴承的选择与校核1、轴承的选择因为斜齿轮在工作时会产生轴向力，所以应采用角接触轴承，根据轴的设计尺寸，选用7210c和7205c各一对。2、轴承的参数轴承型号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定载荷/kn极限转速(r/min)ddbrminr1minadamindamaxramaxcr(动)c0r(静)脂润滑油润滑7210c5090201.10.619.45783142.832.0630085007205c2552151.000.3012.73146116.510.5110001600

20、0以上参照机械设计课程设计3、轴承的校核7210c已知参数径向力，轴向力，转速，a=15计算派生轴向力查表13-5查得e在0.43至0.46之间。根据线性插值法：求轴承的轴向载荷因，故轴承1为紧端，轴承2为松端。则计算当量动载荷由表13-5及插值法算得7210c（a=15）的判别系数，故再由表13-5查得，由，得的值在之间由插值法算得最大动载荷远小于额定动载荷，因此强度足够。计算轴承寿命由表13-7、13-8查得，由手册查得7210c的动载荷为42800n，又。由式13-6b得故轴承1的寿命约为76937h，轴承2的工作寿命约为10247172h。这对轴承的寿命为76937h。7205c已知参

21、数径向力，轴向力，转速，a=15计算派生轴向力查得e在0.38至0.40之间。根据线性插值法：求轴承的轴向载荷因，故轴承1为紧端，轴承2为松端。则计算当量动载荷由表13-5及插值法算得7210c（a=15）的判别系数，故再由表13-5查得，由，得的值在之间由插值法算得最大动载荷远小于额定动载荷，因此强度足够。计算轴承寿命由表13-7、13-8查得，由手册查得7205c的动载荷为16500n，又。由式13-6b得故轴承1的寿命约为146811h，轴承2的工作寿命约为6067540h。这对轴承的寿命为146811h。以上参照机械设计基础、简明机械零件设计实用手册七、键的选择与校核ii轴1、键的选择

22、根据轴径d1=40mm，l1=130mm，选取键a12110 gb1096-79根据轴径d4=56mm,l4=58mm，选取键a1640 gb1096-792、键的参数轴键键槽b公称直径公称尺寸一般键连接轴t毂t1半径rbhl轴n9毂js9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差401281100-0.0430.0255.0+0.23.3+0.20.250.4561610406.04.33、键的校核由表10-10查得故此键满足强度要求i轴1、键的选择根据轴径d1=24mm，l152mm，选取键a845 gb1096-79根据轴径d4=40mm，l4=80mm，选取键a1270 gb1096-792、键

23、的参数轴键键槽b公称直径公称尺寸一般键连接轴t毂t1半径rbhl轴n9毂js9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差24874500.0360.0184.0+0.203.3+0.200.160.2540128700-0.0430.02155.03.30.250.404、键的校核由表10-10查得此键满足强度要求，由于接近许用强度，为保险起见，采用过盈配合。此键满足强度要求。以上参照 简明机械零件设计实用手册 八、联轴器的选择1、联轴器的选择由于载荷平稳，速度不高，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。2、联轴器的选择根据轴的设计，联轴器初选为hl4型联轴器。型号许用转矩(nm)许用转速(r/min)

24、轴孔直径(mm)轴孔长度d/mm转动惯量j/(kgm2)许用相对位移j型轴向（mm）径向（mm）角向l1（mm）hl412504000631071953.41.50.153、联轴器校核根据轴的设计，联轴器所以选用的联轴器适合4、选用结果hl4联轴器 63107 gb/t8014-2003以上参照机械设计课程设计九、润滑与密封1、润滑方式齿轮的润滑对于齿轮的圆周速度为的闭式齿轮，采用油浴润滑。浸油深度以从动轮一个齿高为宜。工业闭式齿轮油l-ckc150 gb 5903-1995轴承采用脂润滑通用锂基润滑脂zl-1 gb 7324-19942、密封方式箱座与箱盖凸缘的密封选用接合面涂密封胶703观

25、察孔、注油孔等处接合面的密封选用石棉橡胶纸和密封胶进行密封。轴承盖的密封i轴透盖：选用旋转唇形密封圈中的b型，内包骨架型b 45 62 gb/t 13871-1992盲盖：选用o型密封圈o型圈 87.52.65-a-n-gb/t3452.1-2005ii轴透盖：选用旋转轴唇形密封圈中的b型，内包骨架型b 70 90 gb/t 13871-1992肓盖：型密封圈型圈1283.55-a-n-gb/t 3452.1-2005其它处密封轴承靠近机体内壁处用挡油环密封，防止润滑油进入轴承内部。以上参照机械设计基础、机械设计基础及机械设计课程设计。简明机械零件设计实用手册十、箱体主要尺寸、箱座壁厚 表4-

26、1取（单级）由于是铸件，为安全因素考虑选取、箱盖壁厚为安全考虑，选取、箱座凸缘厚、箱盖凸缘厚、箱底座凸缘厚、箱座加强肋厚、箱盖加强肋厚、地脚螺栓直径取m=24 mm、地脚螺钉数目：10、轴承旁连接螺栓直径：选取20mm11、箱盖、箱座连接螺栓直径选取m=16mm螺栓间距12、轴承盖螺钉直径13、视孔盖螺钉直径及数目取14、轴承端盖外径15、螺栓中心距箱外壁距离螺纹直径m10m16m20m24c1min16222634c2min1420242816、轴承旁凸台h和凸台半径r1h=3mm r1=c2=20mm17、箱体外壁到轴承端面距离18、从动轮下部齿顶距箱体底部距离19、齿轮顶圆与内壁间的距离 20、齿轮端面与内壁间的距离 21、定位销直径选取以上参考机械设计课程设计十一 减速器的润滑:1、 传动零件的润滑 对于齿轮的圆周速度为的闭式齿轮，采用油浴润滑。浸油深度以从动轮一个齿高为宜。工业闭式齿轮油l-ckc150gb5903-19952、 轴承的润滑 1.脂润滑 脂润滑易于密封、结构简单、维护方便，采用脂润滑时，滚动轴承的