机械设计课程设计一级直齿圆柱齿轮减速器

1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器学 院：机械工程学院专 业： 机械设计制造及其自动化班 级：10机制本（3）班姓 名：王浦舟学 号：1001210307指导老师：朱双霞完成日期：2012年12月29日 新 余 学 院目 录第一部分 绪论 1第二部分 课题题目及主要技术参数说明 12.1 课题题目 12.2 主要技术参数说明 12.3 传动系统工作条件 12.4 传动系统方案的选择 1第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 23.1 减速器结构 23.2 电动机选择 23.3 传动比分配 23.4 动力运动参数计算 3第四部分 齿轮的设计计算 44.1 齿轮材料和

2、热处理的选择 44.2 齿轮几何尺寸的设计计算 44.3 齿轮的结构设计 7第五部分 轴的设计计算 125.1 轴的材料和热处理的选择125.2 轴几何尺寸的设计计算125.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径125.2.2 轴的结构设计125.2.3 轴的强度校核14第六部分 轴承、键和联轴器的选择 176.1 轴承的选择及校核176.2 键的选择计算及校核186.3 联轴器的选择18第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 197.1 润滑的选择确定197.2 密封的选择确定197.3 减速器附件的选择确定197.4箱体主要结构尺寸计算 20第八部分 总结21参考文献22计

3、算 及 说 明计算结果第一部分 绪论本课程设计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、公差与互换性等多门课程知识，参照机械设计课程设计指导书并在老师的指导下完成，个人能力有限，还望老师指正。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器。2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力f=1200n，输送带的工作速度v=1.5 m/s，输送机滚筒直径d=240 mm。2.3 传动系统工作条件带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，工作期限

4、为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。2.4 传动系统方案的选择图1 带式输送机传动系统简图f=1200nv=1.5 m/sd=240 mm计 算 及 说 明计算结果第三部分 传动装置的总体设计3.1 减速器选择一级直齿圆柱齿轮减速器；3.2 电动机选择按已知的工作要求和条件，选用 y系列三相异步电动机。 3.2.1 工作机的功率pwpw=fv/1000=1200×1.5÷1000=1.8kw3.2.2 总功率总总=带×齿轮×联轴器×滚筒×3轴承=0.96×0.98×0.9

5、9×0.97×0.99²=0.893.2.3 所需电动机的功率pdpd= pw÷总=1.8÷0.89=2.02kw3.3 传动比分配3.3.1 工作机转速n=60×1000×v/(d)=60×1000×1.5÷3.14÷240=119.43 r/min3.3.2 总传动比1、根据手册，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i=3-6。取v带传动比i1=2-4 。则总传动比理论范围为：ia=6-24。故电动机转速的可选范围为： nd=ia×n卷筒 =(1624)×77.3

6、 =463.81855.2 r/min综合考虑：选取y100l1-4三向异步电动机n满=1420 r/minpw=1.8kw总=0.89pd=2.02kwn=119.43 r/minn满=1420 r/min计 算 及 说 明计算结果2、i总=n电动/n筒=1420/119.43=11.89 取i带=3 则i齿=i总/i带=11.89/3=3.96 3.4 动力运动参数计算3.4.1 各级轴的转速电动机： n0=n满=1420 r/min高速级： n1=n0/i带=1420/3=473.33r/min低速级： n2=n1/i齿=473.33/3.96=119.53

7、r/min滚 筒： n3= n2=119.53r/min3.4.2 各级轴的输入功率电动机：p0=pd=2.02 kw 高速级：p1=p0×带=2.02×0.96=1.94kw 低速级：p2=p1×轴承×齿轮=1.94×0.99×0.98=1.88kw滚 筒：p3= p2=1.88kw3.4.3 各级轴的转矩电动机：t0=9550×p0/n0=9550×2.02÷1420=13.59n·m 高速级：t1= t0×i带×带=13.59×3×

8、;0.96=39.14 n·m低速级：t2= t1×i齿×齿轮×轴承=39.14×3.96×0.98×0.99=150.38 n·mi总=11.89i带=3 i齿=3.96n0=1420.00r/minn1=473.33r/minn2=119.53r/minn3=119.53r/minp0=2.02 kw p1=1.94kw p2=1.88kwp3=1.88kw计 算 及 说 明计算结果滚 筒：t3=t2×i齿×i带×联轴器×轴承=150.38&

9、#215;3.96×3×0.99×0.99= 1750.96n·m第四部分 齿轮的设计计算4.1 齿轮材料和热处理的选择小齿轮的材料为45cr，调质处理，齿面硬度为280hbs；大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度为240hbs。齿轮精度选7级4.2 齿轮几何尺寸的设计计算1、初选齿轮齿数初选小齿轮齿数为z1=24，u=i齿=3.96；大齿轮齿数z2=z1·u=24×3.96=95.8，取z2=96。2、按齿面接触强度计算计算小齿轮分度圆直径 d1 （1）确定公式内各数值1）试选载荷系数：kt=1.32）小齿轮传递的转矩t1=39.

10、14 n·mm3）查文献【1】表10-7，选取齿宽系数d=1。4）查文献【1】表10-6，得材料的弹性影响系数ze=189.85）查文献【1】图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。6）计算应力循环次数n1=60n1jlh=60×473.33×1×(3×4×300×10)=1.02×109n2=n1/i齿=2.6×108t0=13.59n·m t1=39.14 n·mt2=150.38 n·mt3= 1750.96n·m7级精

11、度计 算 及 说 明计算结果7）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数khn1=0.9,khn2=0.988）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1； （2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入h较小值。d1t =47.92mm2）计算圆周速度v。v=1.19m/s3）计算齿宽b。b=d×d1t=47.92mm4）计算齿宽与齿高之比b/h模数 mt=d1t/z1=47.92/24=1.997mm齿高 h=2.25mt=2.25×1.997=4.49mm b/h=47.29/4.49=10.675）计算载荷系数根据v=1.19m/s,7级精度，由文献【1】查

12、得动载荷系数kv=1.08；直齿轮，kh=kf=1；由文献【1】表10-2查的使用系数ka=1；由文献【1】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，kh=1.309；由b/h=10.67，kh=1.309查文献【1】图10-13得kf=1.35；故载荷系数k=kakvkhkh=1×1.08×1×1.309=1.41计 算 及 说 明计算结果6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d=47.92×=49.24mm7）计算模数m=d1/z1=49.24/24=2.05mm3、按齿根弯曲强度计算（1）确定公式内各数值1）由文献【1】图10

13、-20c查得：小齿轮弯曲疲劳强度极限：fe1=500mpa；大齿轮弯曲疲劳强度极限：fe1=380mpa；2）由文献【1】图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.9,kfn2=1.0；3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4 =0.9×500/1.4=321.43mpa=1.0×380/1.4=271.43mpa4）计算载荷系数k= kakvkfkf=1×1×1.08×1.26=1.365）查取应齿形系数由文献【1】表10-5查得 yfa1=2.65；yfa2=2.185；6）查取应力校正系数由文献【1】表10-5查得 ysa1

14、=1.58；ysa2=1.785；7）计算大小齿轮的并比较=0.013026=0.014369大齿轮的数值大。计 算 及 说 明计算结果（2）设计计算=1.38mm4、综合考虑，确定最终结果对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数1.38并就近圆整为标准值m=2.00，按接触强度算得的分度圆直径d1=49.42mm，算出小齿轮的齿数： z1=d1/m=49.42/2=24.6225大齿轮齿数:z2=z1

15、×i=25×3.96=99.8100这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根接触疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。5、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=25×2=50mmd2=z2m=100×2=200mm（2）计算中心距a=(d1+d2)/2=250/2=125mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=1×50=50mm取b2=50mm，b1=55mm。4.3 齿轮的结构设计4.3.1 大齿轮结构设计因齿轮顶圆直径大于160mm，而小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。参考文献【1】图10-39推荐使用的结构尺寸设

16、计：da=m（z2+2）=2×（100+2）=204mmd0=da2-12m=204-12×2=180mmd1(d0+d3)/2=130mmd1=50mmd2=200mma=125mmb2=50mmb1=55mm计 算 及 说 明计算结果d20.3(d0-d3)=30mm d31.6d4=80mmd4=50mmc0.3b2=0.3×50=15mmn10.5m=1r5mm齿轮的零件图如下：4.3.2 小齿轮结构设计因小齿轮分度圆直径为50mm，参考文献【5】表15-22,小齿轮设计成齿轮轴。具体设计过程如下1、第三部分以求出：p1=1.94kw，t1=39.14nm

17、，n1=473.33r/min，m=2,z1=25mm, d1=50mm，b1=55mm, 取标准齿轮=20°。2、齿轮上的作用力： ft1=1565.6nfr1=ft1tan=569.83n3、初步确定轴的最小直径：轴的材料选用45钢，调质处理，取a0=120（查表15-3）dmin=a0 =19.2mm计 算 及 说 明计算结果dmin即安装联轴器到轴的d-，选ka=1.5tca=kat2=1.5×39.14=58.71nmtca应小于联轴器的公称转矩查文献【5】表11-2：选用ml6型号联轴器，公称转矩：250nm，孔径d1=25mm，取d-=25mm，长度l=62m

18、m，半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度l1=44mm4、轴的结构设计（1）装配方案选用文献【1】图15-22a（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需要一轴肩，故取-段的直径d-=30mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=35mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，所以-段的长度应该比l1略短一些，现取l-=42mm。2）初步选择滚动轴承。初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6207，尺寸为d×d×b=35mm×72mm×17mm，

19、所以取d-=d-=35mm，而l-=17mm。右端轴承采用轴肩定位，参考文献【5】得h=3.5mm，因此，取：d-=35+2×3.5=42mm3）-段为齿轮轴段d-=54mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器和轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面的距离为30mm，故取l-=50mm。选用ml6型号联轴器初步选择深沟球轴承6207：尺寸为d×d×b=35mm×72mm×17mm计 算 及 说 明计算结果5）取齿轮距箱体内壁之距离a=20mm（文献【1】图15-21），取s=8

20、mm，已知b=17mml-=17+8+16=41mml-=16+8=24mm（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位应采取平键连接。半联轴器与轴的连接，选用平键为b×h×l=8mm×7mm×36mm，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径见图。5、求轴上载荷l2+l3=69×2=120mm已知：t=39.14n·m ft=1565.6n fr=569.83nfnv=0，f

21、nv1+fnv2-fr=0 fnh=0，fh1+fnh2+ft=0m1=0，60fr-120fnv2=0 60ft+120fnh2=0fnv2=fnv1=284.915n fnh2=fnh1=782.8nmh=782.8×60=46.968n·mmv=273.67×58.5=17.095n·m半联轴器与轴的连接，选用平键为：b×h×l=8×7×36计 算 及 说 明计算结果6、 按弯曲合成应力校核取=0.6w=4287.5=12.88mpa<前已选定轴的材料为45号调质钢，由文献【1】表15-1查得=60mp

22、a，因此<，故安全。计 算 及 说 明计算结果第五部分 轴的设计计算高速轴即为以上设计的齿轮轴，下面为低速轴的设计计算：5.1 轴的材料和热处理的选择选用45号钢，热处理为调质处理，硬度217255hbs。5.2 轴几何尺寸的设计计算5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径1、 第三部分已经求出：p2=1.88kw，t2=150.38nm，n2=119.53r/min,z2=100mm,m=2,d2=200mm，b2=50mm,标准齿轮取=20°。2、齿轮上的作用力： ft2=1503.8n fr2=ft2tan=547.34n3、初步确定轴的最小直径： 轴的材料选用45钢

23、，调质处理，取a0=120（查表15-3）dmin=a0 =30mmdmin即安装联轴器到轴的d-，选ka=1.5tca=kat2=1.5×150.38=225.57nmtca应小于联轴器的公称转矩查文献【5】表11-2：选用tl6型号联轴器，公称转矩：250nm，孔径d2=32mm，取d-=32mm，长度l=82mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度l1=60mm5.2.2 轴的结构设计1、装配方案选用文献【1】图15-22a2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需要一轴肩，故取-段的直径d-=40mm；左端用轴端挡圈定位，取挡圈直

24、径d=45mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=60mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，所以-段的长度应该比l1略短一些，现取l-=58mm。选用tl6型号联轴器计 算 及 说 明计算结果2）初步选择滚动轴承。初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6209，尺寸为d×d×b=45mm×85mm×19mm，所以取d-=d-=45mm，而l-=19mm。右端轴承采用轴肩定位，参考文献【5】取h=3mm，因此d-=45+2×3=51mm3）取安装齿轮处的轴段d-=50mm，左端与轴承采用套筒定位，已知齿轮的齿宽为b2=50mm，

25、取l-=48mm；右端采用轴肩定位h0.07d-=0.07×50=3.5，故取h=4mm，则轴环处的直径d-=50+4×2=58mm，轴环宽度b1.4h=5.6mm，所以取l-=10mm。4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面的距离为30mm，故取l-=50mm。5）取齿轮距箱体内壁之距离a=20mm（教材图15-21），取s=8mm，已知b=19mm，则： l-=19+8+16+2=45mm， l-=16+8-10=14mm3、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位应采取平键连接。按d-由文献【1

26、1】表6-1查得平键截面b×h=14mm×9mm键槽用键槽铣刀加工，长为36mm；同时为了保证齿轮与轴有好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴初步选择深沟球轴承6209：尺寸为d×d×b=45mm×85mm×19mm齿轮轮毂与轴：b×h×l=14×9×36半联轴器与轴：b×h×l=10×8×70计 算 及 说 明计算结果的连接，选用平键为b×h×l=10mm×8mm×70mm，配合为。滚动轴承与轴

27、的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.4、确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献【1】表15-2，取轴端倒角为2×45°，各轴肩处的圆角半径见图。5.2.3 轴的强度校核1、求轴上载荷l2+l3=58.5×2=117mmt=150.38n·m ft=1503.8n fr=547.34nfnv=0，fnv1+fnv2-fr=0fnh=0，fh1+fnh2+ft=0m1=0，58.5fr-117 fnv2=058.5ft+117fnh2=0fnv2=fnv1= fr=273.67nfnh2=-=-751.9n fnh1=-ft-fnh2=-7

28、51.9nmh=751.9×58.5=43.986n·mmv=273.67×58.5=16.01n·m计 算 及 说 明计算结果2、 按弯曲合成应力校核取=0.6w=-=12265.625-28.605 =12236.96计 算 及 说 明计算结果=7.89mpa前已选定轴的材料为45号调质钢，由文献【1】表15-1查得=60mpa，因此<，故安全。3、 绘制轴的工作图（如下图）计 算 及 说 明计算结果第六部分 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核根据条件，轴承预计寿命lh=10×300×3×4=36000

29、h6.1.1 低速轴轴承初选的轴承的型号为6209查文献【5】表9-1可知：d=45mm，外径d=85mm，宽度b=19mm，基本额定动载荷cr=25.11kn，基本静载荷cor=17.76kn，极限转速9000r/min 已知n2=119.53r/min，fr=547.34n根据减速箱的工作情况可知，两轴承只受径向力的作用，载荷系数取fp=1.1。p=fpfr=602.7n深沟球轴承=3,取温度系数ft=1.0参考文献【1】l'h =10083432h>36000h预期寿命足够 6.1.2 高速轴轴承初选的轴承的型号为:6207查文献【5】表9-1可知:d=35mm,

30、外径d=72mm,宽度b=17mm, 基本额定动载荷cr=19.72kn,基本静载荷cor=13.64kn, 极限转速11000r/min 已知n1=473.33r/min，fr=569.83n根据减速箱的工作情况可知，两轴承只受径向力的作用，载荷系数取fp=1.1。p=fpfr=626.8n深沟球轴承=3,取温度系数ft=1.0参考文献【1】 l'h =1096524h>36000h预期寿命足够 计 算 及 说 明计算结果6.2 键的选择计算及校核1、低速轴输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=50mm，l2=48mm，t2=1

31、50.38nm选用a型平键键14×9(gb1096-79)l=36mm，h=9mmp=4·t2/（d·h·l）=4×150.38×1000/（50×9×36）=37.13mpa < p (110mpa)2、高速轴输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=25mm,l1=42mm选用c型平键8×7(gb1096-79) l=l1-b=50-8=36mmt=39.14n·m h=7mmp=4 ·t/(d·h·l)=4×39.14×1000/（

32、25×7×42） =21.3mpa < r (110mpa)6.3 联轴器的选择1、低速轴:选用tl6型号联轴器，公称转矩：250nm，孔径d2=32mm，取d-=32mm，长度l=82mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度l1=60mm2、高速轴:选用ml6型号联轴器，公称转矩：250nm，孔径d1=25mm，取d-=25mm，长度l=62mm，半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度l1=44mm计 算 及 说 明计算结果第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定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

33、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。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表面完全分开的一层薄膜。7.2 密封的选择确定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

34、以将润滑油自行刮下反复自行润滑。7.3减速器附件的选择确定1、通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用m18×1.5 2、指示器：用游标尺m12 3、起吊装置： 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 4、放油螺塞： 选用外六角油塞及垫片m18×1.5 5、起盖螺钉型号：gb/t5780 m18×30,材料q235 6、高速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m8x12,材料q235 7、低速轴轴承盖上的螺钉：gb578386 m8×20,材料q235 8、螺栓：gb5

35、78286 m14×100，材料q235 计 算 及 说 明计算结果7.4箱体主要结构尺寸计算(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036×122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)d