机械设计课程设计说明书

1、机械设计减速器设计说明书 系 别：环境与安全工程学院 专 业：环境工程1402 学生姓名：韩顼 学 号：3140903052 指导教师：谢俊 目 录第一部分 设计任务书.4第二部分 传动装置总体设计方案.5第三部分 电动机的选择.5 3.1 电动机的选择.5 3.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6第四部分 计算传动装置的运动和动力参数.7第五部分 V带的设计.8 5.1 V带的设计与计算.8 5.2 带轮的结构设计.11第六部分 齿轮传动的设计.12第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计.20 7.1 输入轴的设计.20 7.2 输出轴的设计.24第八部分 键联接的选择及校核计算.2

2、9 8.1 输入轴键选择与校核.29 8.2 输出轴键选择与校核.30第九部分 轴承的选择及校核计算.30 9.1 输入轴的轴承计算与校核.30 9.2 输出轴的轴承计算与校核.31第十部分 联轴器的选择.32第十一部分 减速器的润滑和密封.33 11.1 减速器的润滑.33 11.2 减速器的密封.34第十二部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸.34设计小结.36参考文献.37第一部分 设计任务书一、初始数据 设计一级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F = 2900 N，V = 1.3m/s，D = 400mm，设计年限（寿命）：5年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：365 天，

3、三相交流电源,电压380/220V。二. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案一. 传动方案特点1.组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级斜齿圆柱齿轮减速器。二. 计算传动装置总效率h=h1h22h3h4

4、h5=0.96×0.992×0.98×0.99×0.96=0.87h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作装置的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择已知速度v:v=1.3m/s工作机的功率pw:pw= Fw*Vw/(1000hw)=2900×1.3/(1000×0.96)=3.927KW电动机所需工作功率为:pd= pw/h=3./0.87=4.47 KW执行机构的转速为:n = 62 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱斜齿轮减

5、速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (6×24)×65.5 = 3931572r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M1-6的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。电动机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HL×HDA×BKD×EF×G132mm515×315216×17812mm

6、38×8010×333.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/nw=960/62=15.48（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i1 式中i0、i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.8，i1=4则实际传动比为:i=i0×i1=15.2第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：nI = nm/i0 = 960/3.6 = 253 r/min输出轴：nII = nI/i1 = 253/4= 63

7、 r/min工作机轴：nIII = nII = 63r/min（2)各轴输入功率:输入轴：PI = Pd×h1 = 4.47×0.96 = 4.29 KW输出轴：PII = PI×h2×h3 = 4.29×0.99×0.98= 4.16 KW工作机轴：PIII = PII×h2×h4 = 4.16×0.99×0.99 =4.08 KW (3)各轴输入转矩: 电动机轴的输出转矩:Td = =9550×4.011/960=39.9 N·m 所以：输入轴：TI =9550PI/nI

8、 = 9550×3.85/267= 137.7 N·m输出轴：TII =9550PII/nII = 9550×3.736/67= 532.5N·m工作机轴：TIII = 9550PIII/nIII = 9550×3.66/67 = 521.7N·m传动参数的数据表电机轴轴轴滚筒轴功率P/kW4.0113.853.7363.66转矩T/( N·m)39.9137.7532.5521.7转速n/(r/min)9602676767传动比i3.641效率h0.950.980.98第五部分 V带的设计5.1 V带的设计与计算1.确定计

9、算功率Pca 由表查得工作情况系数KA = 1.2，故Pca = KAPd = 1.2×4.011 kW = 4.4121 kW2.选择V带的带型 根据Pca、nm由图选用普通V带A型。3.确定带轮的基准直径d并验算带速v 1）初选小带轮的基准直径d1。由表，取小带轮的基准直径d1 = 125 mm。 2）验算带速v。按课本公式验算带的速度v=d1 nm/60×1000=6.28m/s 因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。 3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径d2 = i0d1 (1)= 3.8×125×

10、;（10.02） = 441 mm 根据课本查表，取标准值为d2 = 450 mm。4.确定V带的中心距a和基准长度Ld 1）初定中心距a0 =1.5×（d1+d2）= 1.5×（125+450）=862.5mm，取a0=870mm，符合0.7（d1+d2）a02（d1+d2）。 2）由课本公式计算带所需的基准长度L0 =2×870+/2（125+450）+（450125）2/(4×870) 2658mm 由表选带的基准长度Ld = 2700 mm。 3）按课本公式计算实际中心距a0。a a0 + (Ld - L0)/2 = 870 + (2700265

11、8 )/2 mm =891 mm5.验算小带轮上的包角a1a1 180°- (d2 - d1)×57.3°/a = 180°(450125)×57.3°= 165.5°> 120°6.计算带的根数z 1）计算单根V带的额定功率Pr。 由d1 = 125 mm和nm = 960 r/min，查表13-4得P0 = 1.37 kW。 根据nm = 960 r/min，i0 = d2/(d1 (1)=450/(125(1-0.02)=3.67和A型带，查表13-6得DP0 = 0.11 kW。 查表13-8得Ka

12、= 0.95，查表13-2得KL = 1.1，于是 2）计算V带的根数zz = Pca/(P0 + DP0)KaKL = 4.4121/(1.37 + 0.11)×0.95×1.1= 2.75 取3根。7.计算单根V带的初拉力F0 由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以F0 = = 500×4.4121×（2.5/0.95-1）/(3×6.28)+0.105×6.282= 195 N8.计算压轴力FQFQ = 2zF0sin(a1/2) = 2×3×195×sin(165.5/2)

13、 = 1154.4 N9.主要设计结论带型A型根数3根小带轮基准直径d1125mm大带轮基准直径d2450mmV带中心距a891mm带基准长度Ld2700mm小带轮包角1165.5°带速6.28m/s单根V带初拉力F0195N压轴力Fp1154.4N5.2 带轮结构设计1.小带轮的结构设计 1）小带轮的结构图 2.大带轮的结构设计 1）大带轮的结构图 第六部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数（1）选择小齿轮材料为20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度5662HRC，sH lim1=1500MPa，sFE1=850MPa,大齿轮材料为20Cr渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC,s

14、Hlim1 =1500MPa,sFE1=850MPa取SF=1.25,SH=1,ZE =189.8MPa,则有 sH1=sH2=0.7sHlim1/SH=1050MPa sF1=sF2=0.7sFE1/SF=476MPa(2) 按轮齿弯曲强度设计计算齿轮按8级精度制造。载荷系数K=1.5，齿宽系数d=0.8小齿轮上的转矩 T1=9.55×106×PI/ nI=143464 N·mm初选螺旋角 b=15°齿数 取z1 = 22，则z2 =4×22= 88齿形系数 zv1=22/cos³15°=24.4 zv2=88/cos&#

15、179;15°=97.6查图11-8得YFa1=2.73，YFa2=2.21，查图11-9得YSa1=1.58，YSa2=1.82。因 YFa1YSa1/sF1 =2.73×1.58/476=0.009>YFa2YSa2/sF2 =2.21×1.82/476=0.0084故对小齿面进行弯曲强度计算。法向模数 mn>³2KT1YFa1YSa1cos2b/(dz12sF1=2.15由表4-1取mn=3mm。中心距a=0.5mn（z1+z2）/cosb=0.5×（22+88）/cos15°=172.5mm取a=175mm。确定螺

16、旋角b=arccos0.5mn（z1+z2）/a=19.46°齿轮分度圆直径 d1=mnz1/cos19.46°=70mm齿宽 b=dd1=0.8×70=56mm取 b2=60mm，b1=65mm。(u+1)（3） 验算齿面接触强度将各参数带入 sH=3.54ZEZb KT1(u+1)/(bd21u)=3.54×189.9×cos19.46°×1.5×143464×5/(60×702×4)=697MPa<sH1(4) 齿轮的圆周速度 V=d1nI/（60×1000）=1

17、.0m/s选8级制造精度是合宜的。2.主要设计结论 齿数z1 = 22、z2 = 88，模数m = 3 mm，压力角a = 20°，螺旋角b = 19.46°，中心距a = 175 mm，齿宽b1 = 65 mm、b2 = 60 mm。3.齿轮参数总结和计算代号名称高速级小齿轮高速级大齿轮模数m3mm3mm齿数z2288螺旋角左19.46°右19.46°齿宽b65mm60mm分度圆直径d70mm280mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高ha3mm3mm齿根高hf3.75mm3.75mm全齿高h6.75mm6.75mm齿顶圆直径d

18、a76mm286mm齿根圆直径df69.25mm279.25mm第七部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计7.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 3.85 KW n1 = 267 r/min T1 = 137.7 N·m2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 =70mm 则:Ft = = 3894NFr = Ft×= 1503NFa = Ft tanb = 3894×tan19.460 = 1376 N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取C = 118，得：dm

19、in =C× = 118׳3.85/267 = 29mm 输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，1.05dmin =30mm选取:d1 = 34 mm,4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承7208AC,B=18mm2）轴肩定位d12 =40mm，ds1=46mm，lh1=55.2mm,dh1=1.6ds1=73.6mm L=9*2+10*2+（8+37.2）=128.4mm, K=42/2+3.5*10+12+55-（9+10）=104mm至此，

20、已初步确定了轴的各段直径和部分长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图:2）计算轴的支反力：垂直面支反力：F1v =(FrL/2-Fad1 /2)/L =(1503*128.4/2-1376*70/2)/128.4=376.4 NF2v =Fr - F1v=1126.6N水平面支反力：F1H = F2H =Ft /2= 3894/2N=1947 N3） FQ力在支点产生的反力： F1F=FQ K/L=1154.4*104/128.4=935N F2F=FQ +F1F=1154.4+935=2089.4N计算轴的弯矩，并做弯矩图a：4)垂直弯矩：Mav1 = F2vL/2 = 1126.6

21、*128.4/2 N·m = 72 N·m5)水平弯矩：MaH = F1HL/2 = 1947*128.4/2 N·m = 24 N·m6) FQ产生的弯矩： MaF=F1FL/2=935*64.2=60 N·m7) 合成弯矩： Ma= MaF+M2av1+M2aH= 204 N·m8) 当量弯矩：取a = 0.6， Me= M2a+(aTI）2 =220 N·m9) 按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14

22、-4），则有： sca = Me /W=220/(0.1d1³) MPa = 55.9MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：7.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.736 KW n2 = 67 r/min T2 = 521.7 N·m2.求作用在齿轮上的力Ft = = 3894 NFr = Ft×= 1503 NFa = Ft tanb = 3894×tan19.460 = 1376 N 3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最

23、小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表，取:C = 118，于是得dmin = A0× = 118׳3.736/67 = 45.8 mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，由于安装键将轴径增大5%，1.05dmin =48mm ,d2 = 48mm，为了使所选的轴直径d2与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号GY7型联轴器。 5. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列角接触球轴承7211AC,B=21mm 2）轴肩定位d12 =55mm，ds2=62mm，lh2

24、=74.4mm,dh2=1.6ds2=99.2mm L=10.5*2+10*2+（8+37.2）=131.4mm至此，已初步确定了轴的各段直径和部分长度。6.轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图:2）计算轴的支反力：垂直面支反力：F1v =(FrL/2-Fad1 /2)/L =(1503*131.4/2-1376*280/2)/131.4=4854.2NF2v =Fr - F1v=-3351.2N水平面支反力：F1H = F2H =Ft /2= 3894/2N=1947 N计算轴的弯矩，并做弯矩图a：3)垂直弯矩：Mav1 = F2vL/2 = 3351.2*131.4/2 N·m

25、= 220 N·m4)水平弯矩：MaH = F1HL/2 = 1947*131.4/2 N·m = 128N·m5合成弯矩： Ma= M2av1+M2aH= 255 N·m10) 当量弯矩：取a = 0.6， Me= M2a+(aT2）2 =590 N·m11) 按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），则有： sca = Me /W=220/(0.1d2³) MPa = 35MPas-1 = 60 MPa 故设

26、计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算 8 轴键选择与校核（45号钢）sp=130MPa1) 输入轴与小带轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l =12mm×8mm×36mm sp=4TI/d1h1l1=4×137.7×1000/(34×8×28)=72.3MPa<sp2）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 18mm×11mm×63mm sp=4TII/dsh2l

27、2=4×532.5×1000/(62×11×52)=60MPa<sp3）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：b×h×l = 14mm×9mm×70mm sp=4TIII/d3h3l3 =4×521.7×1000/(48×9×91)=53MPa<sp第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 5×2×8×365 = 29200 h9.1 输入轴的轴承计算与校核1） 角接触球轴承7208AC:由于正装轴承 Fr1

28、=F21v+F21H=1983 N, Fr2=F22v+F22H=2249 N Fs1=0.68Fr1=1318N, Fs2=0.68Fr2=1530N 因为Fs1+Fa>Fs2 所以 Fa1=Fs1=1318N，Fa2=Fs1+Fa=2694N 因为Fa1/Fr1=0.66<e， Fa2/Fr2=1.2>e 所以X1=1,Y1=0; X2=0.41,Y2=0.87 P1 = X1Fr1+Y1Fa1 = 1×1938+0×1318= 1938 N P2 = X2Fr2+Y2Fa2 =0.41×2249+0.87×2694=3266 N2

29、） 计算寿命： 7208AC轴承，Cr = 35.2 KN，取fp=1.1Lh =106/60nI(Cr/fpP2)³=58714h >29200h所以轴承预期寿命足够。9.2 输出轴的轴承计算与校核2） 角接触球轴承7211AC:由于正装轴承 Fr1=F21v+F21H=5230 N, Fr2=F22v+F22H=3876 N Fs1=0.68Fr1=3556.4N, Fs2=0.68Fr2=2635N 因为Fs2+Fa>Fs1 所以 Fa1=Fs2+Fa=4011N，Fa2=Fs2=2635N 因为Fa1/Fr1=0.76<e， Fa2/Fr2=0.68>

30、e 所以X1=0.41,Y1=0.87; X2=1,Y2=0 P1 = X1Fr1+Y1Fa1 = 0.41×5230+0.87×4011= 5634N P2 = X2Fr2+Y2Fa2 =1×3876+0×2635=3876 N2） 计算寿命： 7208AC轴承，Cr = 35.2 KN，取fp=1.1Lh =106/60nI(Cr/fpP1)³=134592h >29200h所以轴承预期寿命足够。第十部分 联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T = T2 = 532.5 N·m由表查得KA = 1.3，故得计算转矩为：Tca

31、= KAT2 = 1.3×532.5 =692.25 N·m2.型号选择 选用GY7型联轴器，联轴器许用转矩为T = 1600 N·m，许用最大转速为n = 6000 r/min，轴孔直径48 mm，轴孔长度为112 mm。Tca = 692.25N·m T = 1600 N·mn2 = 67 r/min n = 6000 r/min联轴器满足要求，故合用。第十一部分 减速器的润滑和密封11.1 减速器的润滑1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进

32、行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 6.75mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为220润滑油，粘度荐用值为177 cSt。2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有

33、使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 0.83 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。11.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采