单级圆柱齿轮减速箱设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 单级圆柱齿轮减速箱设计专 业 机械设计制造及其自动化 班 级 设计人 指导老师 完成日期目录一. 任务设计书3二. 运动参数的计算4三. 带传动的设计6四. 齿轮的设计8五. 轴的设计13六. 轴承的选择及计算21七. 键连接的选择和校核22八. 联轴器的选择23十.润滑密封设计25一. 任务设计书设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速箱，运输机连续工作，单向运 转，载荷变化不大，空载起动，减速器小批量生产，使用期限10年，两班制工 作。运输带允许速度误差为5%.设计参数：运输带工作拉力f= 2500 n运输带工作速度 v = 1.3 m/s卷筒直径d=4

2、50 mm设计工作量：1 减速器装配图一张（a1）2零件图两张（a3或a4）3 设计说明书一份传动方案如下图iii同组人：周战凯、张行、叶铮、叶敬红、徐荣荣。二. 运动参数的计算1. 电动机的选型 1）屯动机类型的选择按工作要求选择y系列三相异步电机，电压为380v。2）电动机功率的选择滚筒转速:负载功率:60v _ 60x1.37id 龙 x 0.45= 55j<infv1000久2500x1.31000x0.96= 3.39 kw电动机所需的功率为：“二园kw（其中：几为电动机功率，几为负载功率，几 为总效率。） 为了计算电动机所需功率几，先确定从电动机到工作机只见得总效率设“2、7

3、73、4分别为v带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承（球 轴承）和联轴器的效率查机械设计课程设计表得77! =0.95 772二0.97 %=0-99 4 =° "z 九=0.95x0.97x0.993 xo.99= 0.8852折算到电动机的功率为：3.390.8852= 3.830 kw选取电机额定功率为4kw3）电动机转速的选择选择常用的同步转速为1500 r/min和1000 r/mino4）电动机型号的选择电动机型号额定功率同步 转速满载转速总传动比轴外伸轴径轴外伸长度y112m-44.0kw1500r/mi n1440r/mi n26.1028mm6

4、0mmy132m1-64.0kw1000 r/min960 r/min17.4038mm80mm为了合理分配传动比，使机构紧凑，选用电动机y132m1-62 计算传动装置的总传动比和分配传动比总传动比:96055.17= 17.40（2）选择带传动的传动比3齿轮的传动比,2十罟"83 计算传动装置的运动和动力参数:（1）计算各轴的转速：i轴转速:n, = nm / /, = 960 / 3 = 320r / minnn = n, / i2 = 320/5.8 = 55.17r/ minnul = nu =55.17r/min（2）各轴的输入功率i轴上输入功率：p=许 4 = 3.83

5、0x0.95x0.99 = 3.602kwii轴输入功率：匕=£ 仏=3.602x0.97x0.99 = 3a59kwiii轴输入功率：pui =匕爪=3.459x0.99x0.99 = 3.390kw(3) 各轴的转矩电动机的输出转矩：td = 9550 豆=9550x3.830-960 = 38.101n 加 7； = 9550片/n, = 9550x3.602 / 320 = 107.50n mtu =9550匕/n = 9550x3.459/55.17 = 598.757nmtm = 9550片 /比 =9550x3.390755.17 = 586.8137v m运动和动力参

6、数如下表轴号转速n/(r/min)输入功率p (kw)转矩t(nm)传动比i电动机轴9603.83038.1013i轴3203.602107.505.8ii轴55.173.459598.7571iii轴55.173.390586.813三. 带传动的设计1. 确定计算功率 查机械设计手册得：ka = 11匕=心xp = 11x4 = 44kw ”式中耳为工作情况系数，”为传递的额定功率, 即电机的额定功率.2. 选择带型号根据pa = 4.4 , ka =1.1,查课本图11.15选用带型为a型带.3. 选取带轮基准直径©1,021) 初选小带轮基准直径查课木表11.6和表11.15

7、取小带轮基准直径di = 100mm2) 验算带速v龙叽60x1000兀x100x96060x1000= 5.03/7?/5在525m/s范围内，故v带合适3) 计算大带轮基准直径d n02 = (1-£)= (1-0.01)x100x960/320 = 297mmn2取大带轮基准直径dl = 300mm4. 确定中心距a和带的基准长度s由 0.7(d, +djsa()5 2(z), + d()得 280mm < a() < 800mm 初步选取屮心距g()= 500mm所以带长丄二 2兔 + 兰(° + d= 1648.32mm2 4绳查课本图11.4选取基准

8、长度ld=600mm得实际中心距l.-l. “c 1600-1648.32a = 4)+ = 600 += 575.84mm° 2 25. 验算小带轮包角©6z, =180° -°2p| x = 160.f > 120° 包角合适。a兀6. 确定v带根数z由 di = 100mm 和从=960r / min 查课本表 11.8 得 pq = 0.97kw查课本表口.7,得kd =0.95转速比=960厂/min ,传动比z, =3,查课本表11.10得=°查课本表m.12得kl = 0.99(p + 必叭故选z=5带。= 4.3

9、34.4(0.97 + 0.11)x0.95x0.99 7 计算初拉力由表口.4 得 q二0.1kg/m.单根普通 v 带张紧后的初拉力为p 2 5 £佗=500二( ) + g =500x4.4x(2.5 - 0.95) 一 5.03 一 5*0.95 + 0.10x5.032 = 145.25n 必ka8 轴上载荷佗=2zxfsin 扌二= 2x5xl45.25xsij6；十30.43n9.v带轮的结构设计(1) b=(乙 1) e+2f= (5-1) xl5+2xl0=80mm(2) 、小带轮的设计采用材料ht150铸铁v di=100mm>3d, d为电机轴的直径d二3

10、8mm。且£>( <300mm,故采用腹板式。腹板上不开孔。(3) 、大带轮的设计由于d2=400mm,故采用孔板式。四齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1) 根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。(3) 材料选择根据课本表12.7：小齿轮材料为40cr (调质)，硬度260hbs大齿轮材料为45钢(调质)hb2=240hb大小齿轮齿面的硕度差为260-240=20,是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮 齿而对较软的大齿轮齿而，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿而的疲 劳极限，从而延长了齿

11、轮的使用寿命。2、按齿面接触疲劳强度设计(1) 转矩 t27； = 107.50n-/n=107500n-mm(2) 齿宽系数如由表12.13,取=1.0(3) 接触疲劳极限巧向=710mpa (查图12.17)5伽2 巧80 mpa(4) 初步计算许用接触应力qjqhj = °96/恤| =0.9x710 = 639 mpa <7/2 = 0.9cr/ylim2 = 0.9x580 = 522mpa由表 12.16 ,取 4/ =90、a t. /7+t 心 “07500 5 + 1“ cun > a, 3!=90x( x= 71.25mm“2/ av1x52225(6

12、)初步计算小齿轮直径取75mm初步齿宽bb =(/)(ldx =1x75 = 753. 校核计算(1)校核接触疲劳强度圆周速度v v= 曲 ="x75x320 = 27加/560x100060x1000齿数z和模数m取模数m=2.5小齿轮齿数z严虫=30m大齿轮齿数 z2 = iz、=5.8x30 = 174心二125,=1.15使用系数ka由表12.9动载系数心由图12.9齿间载荷分布系数k弘 先求ft= 2x95555 =2548.13d 75kgb=1.25x2548.13 = 42 46 v 100n/mm75=1.88 -3.2( + ) cos/? = 1.88-3.2x

13、( + ) = 1.76 z z230 1744 1.76= 0.861 17 z； 一 0.862 3齿 向 载荷 分布 系 数 心妙 由 表 12.11 = a+b()2 + c10-3/? = 1.17+ 0.16xl24-0.61x75xl0_3= 1.38 £载荷系数 k k = kakvkhakhp = 1.25x 1.15x 1.34x 1.38 = 2.66弹性系数zg由表12.12ze=89.8ylmpa节点区域系数由图12.16zh =2.5接触最小安全系数由表12.14s甘105计算应力循环次数大齿轮 n =60njlhn| =60njlh = 60x320x1

14、x(2x8x365x10) = 1.12xl09小齿轮n2接触寿命系数z”由图12.18zn1=1.05z/1.12许用接触应力qj710x1.051.05= 710580xl21.05= 61&67验算ah=zezhz2k7； w + 1 =i89.8x25x086x2x2.66x107500 5-8 + 175x752(jfl =5l4a5mpa<(jin计算结果表明，接触疲劳强度较为适合，齿轮尺寸无需调整。齿根弯曲疲劳强度验算0 75() 75重合度系数.ye= 0.25 += 0.25 += 0.68££j1.76齿间载荷分布系数kfa由表12.10,

15、 kfa = /ye = /0.68 = 1.47齿向载荷分布系数 5b/h = 75/(2.25x2.5) = 13.3由图12.14k二 1.38载荷系数kk 二1.25x1.15x1.47x1.38 = 2.91齿形系数纬由图12.21处2532=2.15应力修正系数由图12.222=1.9弯曲疲劳极限刁恤由表12.23c(yrhml=600mpa弯曲最小安全系数»丽由表12.14sin = 1 25弯曲寿命系数人由图12.24yni = 0.86乙2 =0.88由图12.25许用弯曲应力刁“弩丄畔严刊2碍 n 巧ii”人x 450x0.97x1 "门q =皿 2 x

16、 = 349.2mpg»min1 -验算2kt、u “2x2.91x95555 小“(宀 c 刁严丽乙乙=75x75x2.5x253xl.63x0.68 = 110.89mp。2斥柴亠隔册。f v 巧 ,巧?2 v 巧设计合理。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d - z（m - 30x 2.5 = 15mm d2 = z2m = 174x2.5 = 435mm(2) 计算中心距d, + d° 75 + 435a = = 255伽2 2(3) 计算齿宽b = % = 1 x 75 = 15mm取 b? = 15mm、= 85mm齿轮的主要尺寸和参数名称符号公式齿1齿2齿数

17、zz30174分度圆直径dd = mz75435齿顶高ha = h.m2.52.5齿根高hfhf = (h； + c )m3.1253.125齿顶圆直径dada=d + 2ha80440齿根圆直径df = d 一 2hf68.75433.75中心距aa = m(zi + z2)/2255齿宽bb = m8575五. 轴的设计（一）低速轴的设计1. 轴上的功率鬥、转速直和转矩右£ =3.459刖=55.17r/mint2 = 598.757-m2. 作用在齿轮上的力切向力 f严込=2x598757 = 2752.91n'd2 435径向力 fr = fttana = 1001.

18、9sn3. 初定轴的最小直径先按课本式（152）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表16.2,取c = 112* 厂（只丫（3.459丫 从 cjin. =c- = 112x = 44.5mmnj（55.17 丿因为轴上有单键槽，最小轴径增加3%, jmin= 1.03x44.5 = 45.84输岀轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径/一 ,故先选联轴器。联轴器的计算转矩t=kt2，查课木表141,考虑到转矩的变化很小，故k =1.4则：7； = 1.4x598.757 = 838.26/v m选择弹性柱销联轴器，型号为:hl4型联轴器，材料为钢，其公称转矩 为:12507v

19、-m>838.26/vm轴孔直径d=48mm轴孔长 l=112, li =84mm许用转矩为4000r/min4、轴的结构设计轴上零件的定位個定和装配单级减速器屮可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布（l5段）齿 轮左面由套筒定位'右面由轴肩定位，联接以平键作为过渡配合固定.确定轴各段直径和长度<l>为了满足半联轴器的轴向定位要求，厶1轴段右端需制出一轴肩，故取厶1段的 直径d2 = 55mm,左端用轴端扌当圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度:l = 84mm, 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比略短， 取:厶=82/77/77

20、.<2初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工 作要求并根据:4 = 48mm由机械设计课程设计表12-5,选取6212型轴承，尺寸:jxdx5 = 60xll0x22 故d7 = 6smm,左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位，右端滚动轴承采用轴肩定位. 取 vi-vn 二 63 mm<3>取安装齿轮处轴段|_5的直径：d5 = 66mm ,齿轮左端与左轴承之间采用套筒 定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮匕轴段应略 短与轮毂宽度，故取：匚=72mm,齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度>0.07d,取 h = 5mm,a

21、轴环处的直径：=50 + 2/? = 76mm ,轴环宽度：b>ahk/6 = 10mm o<4>轴承端盖的总宽度为：20mm,恥ln_lu = 50mm.<5取齿轮距箱体内壁距离为:a = 15mm , /4 = 25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度.轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接1) 齿轮与轴的连接按心=66沏?查课本表6 得:平键截面bxh = 20x12,键槽用键槽铳刀加工，长 为:63mm.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为邑62) 半联轴器与轴的联接，查课本表61,选用平键为:bx/ix厶=

22、14x9x70,半联轴 器与轴的配合为：r6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差 为认6.确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表152取轴端倒角为:2x45°,l4处圆角取r4,各轴肩处圆角半径取ro求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，据轴的计算简 图作出轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大，是轴的危 险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.l mv lvzzzzzvl作用在齿轮上的力切向力耳=氓二d2径向力 fr=ft tana = 1001.97n2求作用于轴上的支反力水平面内支反力:错误!未找到引用

23、源。垂直面内支反力：错误!未找到引用源。3作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.mh 二你h2?3 =1376.45x72.5 = 99792632 加mv = f冋 2i3 = 500.98x72.5 = 36321.05 a-mm.计算总弯矩:m+m?m, =v1376.452+500.982 = 106196.92v-m/7t<4> 作出扭矩图：t = 7； = 5987577v-mm <5>作出计算弯矩图:m丄ja/2+(刃m' = y/m2+(at)2 = j106196.y+(0.6x598757)2 二374621.6n mm<6

24、>校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核危险截面在a的左侧。w = od3=0x56? = 17561.6,374621.617561.6= 21.3 mpa由表16.3查得j = 6omp°,因此n，故安全。（二）高速轴的设计1轴上的功率片、转速q和转矩7；£=3.602£wn2 =320r/min7；= 1075007v m2 .作用在齿轮上的力丄卄厂 2t.2x107500切冋力斥=l = 2866.67n£75径向力 fr = fttana = 043.39n3. 初定轴的最小直径先按课本式（152）初步估计轴的最少直径。材

25、料为40调质处理。根据课本表16.2,取c = 102< p y( 3 6o2yj/z . =c- a =102x -= 22.9mm帆丿i 320丿有键槽增加3%,输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径 , d =30mm 电动机轴外伸80mm,配合轮毂长度69mm4、轴的结构设计由于小齿轮的直径与轴的直径相差不大，所以将高速轴做成齿轮轴。(1)轴上零件的安装与定位。13、l7段装轴承，轴承型号为6209,主要尺寸为xdxb = 45x85xl9 ,取厶二厶=19加加。厶4,厶6段作为轴肩用于轴承轴向定位，所以“4 =虫=55nun,取 l4 = l6=2mmo l1右端用轴肩定位带

26、轮，所以d2 = 4qmm ,厶=51mm,l2 = 52mm , l5做成齿轮轴，为了充分与大齿轮啮合，l5 = 85mm。 轴的主要尺寸如下图所示。675219cin寸寸00轴上零件的周向定位大带轮与轴的联接，选用平键为mx/zx厶= 10x8x56,大带轮与轴的配合为：r6. 滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差 为:k6.(3)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表152,取轴端倒角为2x45°,各轴肩处圆角半径取用。(5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，深沟球轴承的作用点在对称中心处，据轴的计算简 图作出轴的弯矩图，扭矩图和计算弯矩图,可看出截面

27、处计算弯矩最大，是轴的危 险截而.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.ftvl作用在齿轮上的力2t、2x107500_75= 2866.7n径向力 £.=刁 tan & = 1043.2nv2求作用于轴上的支反力水平面内支反力:错误!未找到引用源。垂直面内支反力：错误!未找到引用源。3作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.m二好四仏=1433.35x73 = 104634.55“""mv=fnvil =521.6x73 = 38076.8/v-/7im.计算总弯矩:m二+mm = a/104634.552 + 38076.82 =111347.3

28、5n mm4 作出扭矩 |s：t = 7；=107500af mm.v 5 作出计算弯矩图:m' = jm ? + (刃,m' = 矿+仏盯=jl 11347.352+(0.6x107500)2 = 127444.7n mm v6校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核危险截面在a的左侧。w = 0.1j3 = 0.1 x 753 = 42187.5,mw_ 127444.7-42187.5= 4.2mpa由表16.3查得a_ib = 60mpa9因此q“vj,故安全。六. 轴承的选择及计算1.轴承的选择:轴承1：深沟球轴承6209轴承2：深沟球轴承62122 校

29、核轴承：1）校核深沟球轴承6209,查机械设计课程设计表225得:c=35kn、c“.=232kn由课本表13-6,取fp=1.2frx =+= a/1433.352+521.62 = 1525.3n由于轴承只受径向力作用p = fdfri = 1.2x1525.3 = 1830.4n对于球轴承，e = 3io6<35000 )丿-60x320<1830.4 j10660/?= 364137按每年365个工作日，每天两班制，寿命为10年，所以合适。2）校核深沟球轴承6212,查机械设计课程设计表125得： c,=31.5kn，c=20.5kn由课本表13-6,取办=12fr=护册

30、+ 嘔? = v1378.452 + 500.982 = 1377.47v由于轴承只受径向力作用p =办你=1.2x1377.4 = 1652.9n£ 106，31500、3= 1.6xl06/?p>60x55.17< 1652.9;106对于球轴承，£ = 3h 60/7按每年365个工作日，每天两班制，寿命为10年，所以合适七、键连接的选择和校核1选择键联接的类型一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢,a ) = 25 mpa2高速轴与带轮相联处键的校核a 型平键：bxhxl = ommx8mmx56mm,单键轴径di=30mm,

31、轴段长li=68mm,选用： l,=li-b=68-8=60mmtn=107.50 n mh=8mmop=4tn/dihl,=4xl07500/30x8x60=29.867mpa<op=125mp 故满足要求3.低速轴与齿轮相联处键的校核a 型平键：bxhxl = 2qmmx 12mmx63mm，单键轴径di=66mm,轴段长li=72mm,选用： l,=li-b=72-20=52mmtn=598.757 n mh=12mmop=4tn/dihl,=4x598757/66xl2x52=58.15mpa<op=125mp 故满足要求4联轴器与低速轴相联处a型平键：bxhx厶=1o"2"2x8加税单键轴径di=48mm,轴段长li