一级闭式圆柱齿轮减速器_机械课程设计

1、机械设计课程设计说明书题目：一级闭式圆柱齿轮减速器班级：姓名：学号： 指导老师：耿金萍设计日期：目 录设计任务书3传动方案的拟定及说明5电动机的选择5计算传动装置的运动和动力参数7传动零件的设计计算-齿轮设计9轴的设计与校核计算14滚动轴承的选择及计算23键联接的选择及校核计算25联轴器的选择27箱体的选择28减速器附件的选择29润滑与密封30设计小结31参考资料目录321 机械设计基础课程设计任务书1.1 设计题目：设计用于带式运输机的传动装置1.2 设计要求：带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为5%。使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。1.3

2、设计方案1-电动机 2-联轴器3-一级圆柱齿轮减速器 4-开式齿轮传动 5-卷筒 6-运输带 数据组编号A4运输带卷筒所需功率P(KW)3.5运输带卷筒工作转速n (r/min)76卷筒中心高H (mm)3001.4 设计任务 减速器装配图1张（A1图纸）； 零件工作图2张（大齿轮、轴，A4图纸）； 设计计算说明书1份，60008000字。说明书内容应包括：拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。1.5 设计进度1、 第一阶段：

3、总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2 传动方案的拟定及说明合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传递功率、转速及运动方式）的要求。另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。工作场地、工作时间）相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧湊，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。合理安排和布置传动顺序是拟定传动方案中的另外一个重要环节由题目所知传动机构类型为：一级闭式圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：成本较低，减速器横向尺寸较小

4、，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较简单，中心距较小，两轴的径向尺寸相对较大。2.1 电动机选择电动机类型的选择： Y系列(IP44)封闭式三相异步电动机2.2 确定电动机的功率和型号：联轴器效率：圆柱齿轮传动效率：开式齿轮传动效率：滚动轴承传动效率 （一对）：传动卷筒效率由参考书机械设计课程设计王积森，王旭，表11-9查得： =0.99（齿式联轴器）, =0.98(7级精度), =0.95, =0.99(球轴承)，=0.96（1）传动装置的总效率：=.=0.99×0.99×0.98×0.95×0.99×0.99×0.99×

5、;0.99×0.96=0.841（2）计算电动机所需功率 =P/=3.5/0.841=4.16 KW (3)确定电动机额定功率=(11.3) =(11.3)×4.16=4.165.408KW选择电动机的额定功率=5.5 kw(4)确定电动机转速 按参考书机械设计课程设计表11-9 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=35。取V带传动比=24，则总传动比理时范围为=620。故电动机转速的可选范围为：=× n筒=（620）×76=4561520r/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，

6、由有关手册查出有三种适用的电动机型号，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2方案比较适合，则选n=1000r/min 。 （5）确定电动机型号 由所选的电动机的类型，结构，容量和同步转速n查参考书1表18-3确定电动机型号为Y132M2-6其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960 r/min。电动机具体参数如下：电机型号功率P/kW满载转速nr/min电流/A效率（%）功率因素额定转矩N·m堵转电流/A堵转转矩N·m最大转矩N·m净重/KgY132M2-65.596012.685.30.782.06.52.02.081具

7、体外型尺寸见参考书机械设计课程设计，p352表20-6第二部分 计算传动装置的运动和动力参数计算1.计算总传动比及分配各级的传动比 (1)总传动比：=960/76=12.63 (2)分配各级传动比 =. ,取=3.5，=/ =12.63/3.5=3.61 2计算传动装置的运动参数及动力参数（1）各轴转速轴1：=n=960 r/min轴2：=/=960/3.5=274.3 r/min轴3：=/=374.3/3.61= 76r/min卷筒轴: =76 r/min(2)各轴功率轴1： = =4.16×0.99=4.118 kW轴2：=.=4.0790.98×0.99×0

8、.99=3.955kW轴3：=3.955×0.95×0.99=3.720 kW卷筒轴：=3.7200.990.99=3.646 kW （3）计算各轴转矩（N;m） T1=9550×/=9550×4.118/960 = 40.97 Nm T2=9550×/=9550×3.955/274.3= 137.70 NmT3=9550×/=9550×3.7205/76= 467.45 NmT4=9550×/=9550×3.646/76= 458.15 Nm将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：参数轴

9、名电动机轴轴1轴2轴3卷筒轴转速n/r · min960960274.37676功率P/kW4164118391836853611转矩T/N· m40.9740.97137.70467.75458.15传动比i13.53611效率 099096094098第三部分 传动零件的设计计算 齿轮设计及结构说明以高速级齿轮传动为基准进行两对齿轮选择和校核设计已知：传递功率=4.118 kw ， =960 r/min ，=3.5，=40.97 N·m选择齿轮材料，热处理，齿面硬度，精度等级及齿数:一、大小齿轮均采用硬齿面小齿轮：45钢 表面淬火 齿面硬度50HRC大齿轮：4

10、5钢 表面淬火 齿面硬度 50HRC 由教材机械设计基础表111，取：接触疲劳强度极限和弯曲疲劳强度极限=1150 Mpa,=700 Mpa; =1120 Mpa,=680 Mpa.安全系数 =1.2,=1.4=/=1150/1.2=958.3 Mpa =/=1120/1.2=933.3 Mpa =/= 700/1.4=500 Mpa =/=680/1.4=485.7 Mpa由于选用闭式硬齿面传动，因此，采用弯曲疲劳强度设计，接触疲劳强度校核的设计方法。二、按齿面弯曲疲劳强度设计（1）选载荷系数K 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查教材机械设计基础表11

11、3 取K=1.1(2)计算齿数比u u=/=/=960/274.3=3.5(3)查教材机械设计基础表116 选择齿宽系数=0.8(4)初选螺旋角=(5)齿数取=20，则=3.5×20=70(6)齿形系数=/=22.19，=/=77.67查教材机械设计基础图11-8 和11-9，齿形系数=2.85，=1.58;=2.23,=1.76=2.85×1.58/500=0.0091=2.23×1.76/485.7=0.00808因为>故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 (7)法向模数 =1.33mm由表41并结合实际情况， 取=2mm三.按齿面接触疲劳强度校核查教材机械设

12、计基础公式118，=188×2.5××=623.48Mpa<=958.3Mpa所以，齿轮符合安全要求。四.计算圆周转速v并选择齿轮精度v=3.14×42.22×960/(60×1000)=2.122m/s查教材机械设计基础表112，可知选用8级精度是合宜的。五.计算齿轮的主要几何尺寸法向模数：=2mm端面模数：=2/=2.11 确定螺旋角 =arccos(+)/2a=螺旋角=中心距a=(+)/2cos=93.175mm取a=95mm齿轮宽度 =33.78mm取=40mm, =35mm齿轮分度圆直径:=/ cos=2×2

13、0/=42.22mm=/ cos=2×70/=147.78mm齿顶高：=1×2=2齿根高：=(+)m =（1+0.25）=1.25=2.5mm全齿高：顶隙： 齿顶圆直径：=+2=+2=42.22+2×2=46.22 mm=+2=+2=147.48+2×2=151.48mm齿根圆直径：=-2=42.22-2×2.5=37.22mm=-2=147.48-2×2.5=142.78 mm法面齿距 ： =6.283mm端面齿距： =6.632mm六齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算尺寸如下：轴

14、孔直径d=50 mm轮毂直径=1.6d=1.6×50=80 mm轮毂长度L=35mm轮缘厚度=（34）=68mm 取=8 mm轮缘内径=-2h-2=151.48-2×4.5-2×8=126.48 mm取=126mm腹板厚度c=0.4=0.4×35=14 mm取c=15mm腹板中心直径=0.5(+)=0.5×(126+80)=103mm腹板孔直径=0.25(-)=0.25(126-80)=11.5mm取=12mm齿轮倒角n=0.5=0.5×2=1 mm齿轮工作图如图： 第四部分 轴的设计计算及校核一轴的选材及其许用应力选45号钢，调质处

15、理，HB217255，强度极限=650Mpa,屈服极限=360Mpa,弯曲疲劳极限=300Mpa二.按扭矩估算最小直径1. 主动轴查教材机械设计基础表142，C=115，=18.685 mm若考虑键=18.685×1.05=19.62 mm选取标准直径=20mm2. 从动轴=28 mm若考虑键=28×1.05=29.4 mm选择标准直径=30 mm三轴的结构设计1.主动轴根据轴向定位的要求确定各段直径（按顺序从左至右）-II段轴用于安装轴承7206C（角接触球轴承，参考书1表13-16），取直径为30mm，长度为18mmII-III段采用套筒固定轴承，取直径为35mm ,长

16、度为15mmIII-IV段轴与小齿轮一体，直径为42.22mm,长度为40mmIV-V段直径为35mm, ,长度为15mmV-VI段用于安装轴承7206C，直径为30mm,长度为40mmVI-VII段联接电动机，直径为20mm,长度为50mm轴的各部分尺寸如图所示：3.从动轴根据轴向定位的要求确定各段长度（按顺序从左至右） -II段从动轴外仲端，直径为30mm，长度取50mm II-III段为，直径为40，长度为50mm III-IV段用于安装套筒和轴承7209C，直径为45mm，长度为40mm IV-V段用于安装大齿轮，直径为50mm，其长度略小于大齿轮宽度，取33mm V-VI段轴肩用于固

17、定齿轮，直径为60mm，长度为8mm VI-VII段用于安装轴承7209C，直径为45mm，长度为21mm轴的各部分尺寸如图所示：四危险截面的强度(一) 主动轴的设计计算 （1）主动轴上的功率=4.118 kw,转矩=40.97 N·m转速=960 r/min （2）计算齿轮受力： 圆周力= =2×40.97×1000/42.22=1940.78N径向力1940.78×=745.62N轴向力=1940.78×=655.79N作主动轴受力简图L=90mm 1. 求支反力： 水平支反力 =970.39N垂直支反力=(745.62×90/2

18、+655.39×42.22/2)/90=526.54N =(745.62×90/2-655.39×42.22/2)/90=219.08N3.作弯矩图。水平弯矩图，970.39×90/2=43667.55N·mm垂直面弯矩图，C点左边=526.5490/2=23694.3N·mmC点右边=-219.0890/29858.6N·mm3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，C点左边=49681.73N·mmC点右边44766.58N·mm4.轴传递的转矩T=/2=1940.7842.22/2=40967N·

19、mm5.危险截面的当量弯矩。该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.C点左边=51071 N·mmC点右边= =55429.8 N·mm6.计算危险截面的轴径。由教材公式14-6=20.986mm考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d22.03mm而该危险截面的轴径为35mm，符合要求。2.从动轴的强度校核（1）计算齿轮受力： 圆周力=2/=2000×137.7/147.78=1836.58N径向力1836.58×=705.6N轴向力=1836.58×=620.58N作从动轴受力简图L=93mm1. 求支反力： 水平支反力

20、 =918.29N垂直支反力=(705.6×93/2+238.42×147.78/2)/93=542.23N=(705.6×93/2-238.42×147.78/2)/93=163.37N3.作弯矩图。水平弯矩图，918.29×93/2=42700N·mm，垂直面弯矩图C点左边：=542.2393/2=25213.7N·mmC点右边：=-163.3793/27596.7N·mm3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，C点左边：=49588.5N·mmC点右边：43370N·mm4.轴传递的转矩T=/2

21、=1836.58147.78/2=135705N·mm5.危险截面的当量弯矩。该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.C点左边=95334.8 N·mmC点右边= =92253 N·mm6.计算危险截面的轴径。由教材公式14-6=25.14mm考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d26.4mm而该危险截面的轴径为45mm，符合要求。第五部分 滚动轴承的选择及校核计算考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用角接触向心球轴承，并取=一计算主动轴轴承 输入轴轴承选择7206C。根据设计条件，轴承的预期寿命为：前面已算得径向负荷=745.6N , =65

22、5.79N,=960r/min查参考书机械设计课程设计表183得基本额定动负荷动载荷=23.0kN 静载荷=15.0kN B=16mm, D=62mm,d=30mm， /=655.79/(15.0×1000)=0.04372,取e=0.43,Y=1.30（1）计算当量动负荷由教材机械设计基础中的公式164得=0.880>e=0.43由表16-11查得X=0.44所以=0.44×745.6+1.4×655.79=1246.17N即轴承在=745.6N 和=655.79N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1246.17N作用下的使用寿命。（2）计算轴承寿命查

23、教材表168各表169得：=1，=1.2,对于球轴承，取=3 由参考书2中公式15-5得= =63166.3h>>58400h预期寿命为 :10年，两班制预期寿命足够。二计算从动轴轴承 从动轴轴承选择7209C。根据设计条件，轴承的预期寿命为：前面已算得径向负荷=705.6N , =620.58N,=274.3r/min查参考书机械设计课程设计表183得基本额定动负荷动载荷=38.5kN 静载荷=28.5kN B=19mm, D=85mm,d=45mm， /=620.58/(28.5×1000)=0.0218,取e=0.38,Y=1.47（1）计算当量动负荷由教材机械设计

24、基础中的公式164得=0.88>e由表16-11查得X=0.44所以=0.44×705.6+1.47×620.58=1222.7N即轴承在=705.6N 和=620.58N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1222.7N作用下的使用寿命。(2）计算轴承寿命查教材表168各表169得：=1，=1.2,对于球轴承，取=3 由参考书2中公式15-5得= =1097745.4h>>58400h预期寿命为 :10年，两班制预期寿命足够。第六部分 键联接的选择及校核计算查教材机械设计基础表109（1） 主动轴外伸端d=20mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键6&#

25、215;32 GB/T 10962003，b=6mm,h=6mm,L=32mm,.选择45号钢，由表1010，其许用应力=100Mpa由1026 公式 =4×40.97×1000/（20×6×32）=42.68Mpa<=100Mpa则强度足够，合格。（2） 从动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键8×35 GB/T 10962003，b=8mm,h=7mm,L=35mm,.选择45号钢，由表1010，其许用应力=100Mpa由1026 公式 =4×137.7×1000/(30×7×3

26、5)=74.93Mpa<=100Mpa则强度足够，合格。（3） 与齿轮联接处d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故同一方位母线上，选用键8×26 GB/T 10962003，b=8mm,h=7mm,L=25mm,.选择45号钢，由表1010，其许用应力=100Mpa由1026 公式 =4×137.7×1000/(50×8×25)=55.08Mpa<=100Mpa则强度足够，合格。归纳为：轴的直径d（mm）键的公称尺寸（mm）轴槽深t（mm）转矩T（N·m）极限应力（MPa）主动轴外伸端203.540.9742.68从动轴外

27、伸端304.0137.774.93齿轮联接处504.0137.755.08由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。第七部分 联轴器的选择：弹性套柱销联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，适用于安装底座刚性好，冲击载荷不大的中、小功率轴系传动，可用于经常正反转、起动频繁的场合，工作温度为-C。由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 K=1.3，=9550×1.3×4.118/960=53.256 N·m选用TL4 GB/124581990弹性套柱销联轴器，公称尺寸转矩=63（N

28、83;m），<。采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径取d=20mm，轴孔长度L=52mm. TL4型弹性套柱销联轴器有关参数型 号公称转矩T（N·m）许用转数n（r/min）轴孔直径d（mm）轴孔长度L（mm）外径D（mm）材料轴孔类型 键槽类型TL4634200205295HT200Y型A型第八部分 箱体的选择名称符号计算公式结果箱座厚度 8箱盖厚度8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径=（0.5- 0.6）M8视孔盖螺钉直径=（0.3-0.4）6定位销直径=（0.7-0.8）6大齿轮顶圆

29、与内壁距离>10箱盖肋厚0.856.8箱座肋厚0.858.5第九部分 减速器附件的选择一、轴承端盖嵌入式轴承端盖主动轴从动轴透盖闷盖透盖闷盖轴承外径D6285O型橡胶密封圈内径d1 截面直径d2数量403.552303.552202.642625.32855.32二其它附件名称功用数量材料规格螺栓安装端盖4 5.6级M12×60 GB/T5782螺栓联接机箱、机座35.6级M8×40 GB/T5782螺栓固定机座45.6级M16×45 GB/T5782螺栓固定视孔盖48.8M6×10 GB/T5782销定位235钢GB/T 119.1 A6

30、5;28垫圈调整安装365MnGB/T 93 8垫圈调整安装465MnGB/T 93 12螺母固定安装45级M12 GB/T 6170-2000螺母固定安装35级M8 GB/T 6170-2000油标测量油面高度1组合件通气器透气1Q235启盖螺钉15.6级GB/T 5782第十部分 减速器润滑密封一.润滑方式（1）齿轮V=2.122m/s<<12m/s,应用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。（2）轴承采用脂润滑二.润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齿轮）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）轴承润滑选用2L-3

31、型润滑脂（GB 7324-1987）用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。三.密封形式（1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封，选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。（3）轴承孔的密封，闷盖和透盖作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，由于V<3m/s，故选用半粗半毛毡加以密封。（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。 第十一部分 设计小结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，本次课程设计时间不到两周略显得仓促一些，还好老师在上课期间就有意的结合课程设计来上课，并且在上课期间就已把课程设

32、计中的大部分计算弄出来了。由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，我克服了重重困难。深知完美总是可望而不可求的，不在同一个地方跌倒两次才是最重要的。抱着这个心理我一步步走了过来，最终完成了我的任务。在设计的过程中，遇到了许多问题，幸好都 能改正或有所改良。在设计齿轮模数时，因所用的材料是表面淬火的45钢，因此所算出的模数较小，但为了方便，用了较大有模数，从而导致校校核时远小于许用极限值，缺乏经济性、实用性。除此之外，在我设计减速器的装配草图时我没有太注意箱体的相关尺寸，致使我设计的箱体出现了较大的结构错误，

33、间接导致了我以后的装配图的步履维艰。我所算出的中心距为95mm，过于小，在选用轴承端盖时，一昧的参照参考书上的例子，选用凸缘式轴承盖，因位置不够导致两轴承盖部分重合在一起。后来在老师的指导下,我找到了问题所在之处,将之解决了.同时我还对一级闭式圆柱齿轮减速器结构分析有了更进一步的了解。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。在设计过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这些过程当中我充分的认识到自己在知识

34、理解和接受应用方面的不足，特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺，将来要进一步加强，今后的学习还要更加的努力。本次课程设计不仅仅是对自己所学的知识的一次系统总结与应用，还是锻炼我的耐力和意志力的过程。因为课程设计过于难，我和几个同学在教室都曾通宵画图。 另外，通过每天都过得很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。参考资料：1.教材机械设计基础杨可桢 程光蕴 李仲生主编，高等教育出版社，2006年第5版。 2.机械设计综合课程设计王之栎 王大康 主编，机械工业出版社，2003年。3.机械设计课程设计王程森 王旭 主编，机械工业出版社，2003年。4.机械制图大连理工大学工程画教研室 编，高等教育出版社，2003年8月第5版。5.机械设计课程设计孙岩 陈晓罗 能涌 主编，北京理工大学出版社，2007年第1版。计算结果电动机类型：Y系列(IP44)封闭式三相异步电动机传动装置的总效率：=0.841 电动机所需功率：=4.16 KW电动机额定功率：=5.5 kw电动机型号：Y132M2-6总传动比： =12.63各级传动比=3.5= 3.