机械设计课程设计说明书(减速器)

1、 中北大学课 程 设 计 说 明 书学生姓名：学 院：专 业：题 目：学 号：机电工程学院飞行器制造工程单级斜齿圆柱齿轮减速器职称:指导教师：年 月 日第 1 页 目 录一、设计任务书 .4二、传动装置总体设计方案 .72.1 传动方案特点 .72.2 计算传动装置总效率 .7三、电动机的选择 .73.1 电动机的选择 .73.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .8四、计算传动装置的运动和动力参数 .9五、V 带的设计.9六、 齿轮传动的设计 .14七、传动轴和传动轴承及联轴器的设计 .207.1 输入轴的设计 .207.2 输出轴的设计 .24八、键联接的选择及校核计算 .298.1

2、输入轴键选择与校核 .308.2 输出轴键选择与校核 .30九、轴承的选择及校核计算 .309.1 输入轴上轴承的校核 .309.2 输出轴上轴承的校核 .31第 2 页 十、联轴器的选择 .33十一、减速器的润滑和密封 .3311.1 减速器的润滑.3311.2 减速器的密封.34十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸 .3412.1 附件的设计 .3412.2 箱体主要结构尺寸 .36设计小结.37参考文献.37第 3 页 中北大学课程设计任务书2006 /2007 学年第学期学专院：机电工程学院业：飞行器制造工程学 号：学 生 姓 名：课程设计题目：单级斜齿圆柱齿轮减速器起 迄 日 期：课程

3、设计地点：指 导 教 师：系 主 任：下达任务书日期: 2007 年 月 日第 4 页 课 程 设 计 任 务 书1设计目的：(1) 通过课程设计，培养学生综合运用机械设计基础和其他先修课程的理论知识来分析解决机械设计问题的能力。(2) 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。(3) 进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和手册、运用标准和规范等。2设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）：设计一台单级斜齿圆柱齿轮减速器，该减速器用于螺旋输送机的传动系统中。方案简图（题号 15）：100 rpm；输送机工作轴扭矩 6.0105 Nmm。技术条件：该传动设

4、备两班制连续工作，单向回转，有轻微振动，输送机工作轴转速允许误差为5%，使用期限 8 年。3设计工作任务及工作量的要求包括课程设计计算说明书(论文)、图纸、实物样品等：设计分段进行，在没有原则错误时才能进行下一阶段设计，以保证设计质量。1) 设计计算 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、键，选择联轴器等。2) 草图绘制、审查和修改 根据上述设计计算，绘制装配图的主、俯视图。3) 绘制装配图 除绘制草图内容外，绘制装配图的侧视图，编写技术要求，对零件编号，填写明细表及标题栏等。4) 绘制零件图 选择所设计减速器中任一轴和齿轮进行绘制。鼓励采用计算机绘图。

5、5) 编写设计说明书 要求内容全面，条理清楚，书写认真，图示正确，符合规定要求。第 5 页 课 程 设 计 任 务 书2. 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.第二版.北京:高等教育出版社,19992) 减速器装配图 1 张（A0 图）3) 零件图2 张（A3 图，传动零件轴和齿轮各一张，鼓励用计算机绘图）1月25日1月26日年 月 日第 6 页 二、传动装置总体设计方案2.1 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 带传动和一级圆柱齿轮减

6、速器。2.2 计算传动装置总效率 3a12345式中 、 、 、 、 分别为带传动、联轴器、轴承、齿轮和开式齿轮的12345传动效率。查教材得各处的效率如下： =0.96（V 带）1 =0.99（球轴承）2 =0.97（齿轮传动效率）3 =0.99（齿轮联轴器）4 =0.95（开式齿轮）5则 =0.960.990.990.990.970.990.95=0.850 3w12345三、电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率p :wTnw9550P = 600100/9550= 6.28KWw电动机所需工作功率为:第 7 页 pP= = 6.28/0.850=7.39KW工作机的转速为:n =

7、100 r/minw电动机主要外形尺寸：（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 ，得传动装置总传动比:wi =n /n =2900/100=29amwa02a 1 3 四、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:输入轴：n = n /i =2900/3.93 = 737.91r/min1m 0输出轴：n = n /i= 737.91/3.69= 200r/min21工作机轴：n =n /i = 200/2=100r/min32 3（2)各轴输入功率:输入轴：P = P = 7.390.96 = 7.09 KW1d输出轴：P = P = 7.090.990.97

8、=6.81KW21工作机轴：P = P = 6.810.990.990.990.95 =6.28KW32(3)各轴输入转矩: P输入轴：T =95501=95507.09/737.91=91.76Nm1n1 P输出轴：T =95502=95506.81/200=325.18Nm2n2 P工作机轴：T =95503=95506.28/100=599.74Nm3n3轴名称输入轴输出轴卷筒轴6.816.28100599.74五、V 带的设计5.1 V 带的设计与计算1.确定计算功率 Pca由表查得工作情况系数 K = 1.2，故AP = KP = 1.27.39 kW =8.87kWca A d2.

9、选择 V 带的带型根据P 、n 由图选用 A 型。ca m第 9 页 3.确定带轮的基准直径 d 并验算带速 vdV=因为5 m/s v 0.07d，取 h=2.5mm 则d2=35mm。箱体设计时的箱体壁距凸台外测的距离L=11.5mm，垫圈厚度 =2mm，端盖1厚度 =13mm，伸进长度为 13.5mm。所以L2=50mm2d3 段直径和长度设计d3 与d7 段的结构尺寸相同，是轴承位置d3=35mm，d3 段口装有轴承，由该轴，只受到径向力，综合价格和安装尺寸的误差考虑。选用 7307C 型号其尺 寸为；DBd=802135，轴段L3=L7=21mmd4 段直径和长度设计d4 段为齿轮定

10、位的轴肩位置，齿轮处的轴颈为 35mm，按要求 h0.07d，取h=2.5mm,则d4=40 。L4 =13mm。mmd5 段直径和长度设计此前已计算出，d5=37mm,L5=75.5mm第 20 页 d7 段直径和长度设计同d3。表7-1(输入轴轴段尺寸）2345671）作轴的计算简图（见图 a）: TF 2 =291.761000/71.88=2553.14 N1dt11齿轮 1 所受的径向力tgF F 2553.14tg20/cos15.66=965.09 Ncosr1t1高速级小齿轮所受的轴向力F F tg 2553.14tg15.66=715.73 Na1t13）计算轴的支反力：水平

11、面支反力（见图 b）：F L3F NH1=2553.1455.4/(55.4+55.4)=1276.57Nt1L2 L3F L2F NH2=2553.1455.4/(55.4+55.4)=1276.57Nt1L2 L3垂直面支反力（见图 d）：d1F L3 F Fp (L1 L2 L3)2r1a1F NV1L2 L3=965.0955.4+715.7371.88/2-1008.91(96.6+55.4+55.4)/(55.4+55.4)=-1173.81Nd1F L2 F Fp L12r1a1F NV2L2 L3=(965.0955.4-715.7371.88/2+1008.9196.6)/(

12、55.4+55.4)=1129.99N4）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：第 22 页 M F L2 1276.5755.4=70721.98N.mmHNH1截面 A 处的垂直弯矩：M F L1 1008.9196.6=97460.71N.mmV0p截面 C 处的垂直弯矩：M F L2 -1173.8155.4=-65029.07N.mmV1NV1M F L3 1129.9955.4=62601.45N.mmV2NV2分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩：M M M （70721.98 +-65029.07 ) =96074.86N.m

13、m2222 1/21HV1M M M (70721.98 +62601.45 ) =94448.61N.mm2222 1/22HV2作合成弯矩图（图 f）。5）作转矩图（图 g）。6）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（即危险截面 C）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，取= 0.6，则有： 2M TM2196074.86 +(0.691.76) /(0.137 )1/2 ca2231caWW=18.97 MPa = 60 MPa-1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

14、弯扭受力图如下：第 23 页 (1)确定轴径最小尺寸 p2d A 105(6.81/200)1/3=34.03mm3n2min0由于轴上开了键槽，结合强度考虑此处轴颈加至少5%，dmin=42mm（2）结构设计同理，把此轴分 6 段进行设计。d1 段直径和长度设计经计算取d1=42mm，由于该段装有联轴器，联轴器的孔径应与轴径相适应，联轴器的计算转矩 T =KT 根据教材则：T =K T=1.5325.18=487.77NmcacaAA根据工 作要求，选用弹性柱销联轴器，型号为 HL3 半联轴器长度 L=107mm（J 型孔）与轴的配合段长度 L =107mm 为了保证轴端档圈固压半轴器，故轴

15、1长稍短一些，取L1=84mmd2 段直径和长度设计由于联轴器右端需轴向定位，故 h0.07d1 取 h=1.5mm,则d2=45mm。同输入轴的d2 段d2 段设计L2=46mmd3 段直径和长度设计因为d段需要安装轴承，根据轴承的规格，我们取轴径d3=45mm，以综合3轴承的价格考虑，选用角接触球轴承，型号为 7309C，其尺寸为；DBd=1002545。同时因为这段要留有定位套筒定位轴承的距离，经过计算我们选择 L3 的长度为 43mmd4 段直径和长度设计这段和齿轮的内孔配合，轴颈的大小为 47mm 齿轮的宽度为 68mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取L

16、4 = 67mm。d5 段直径和长度设计这段为轴环位置，齿轮和轴承一端都需轴环轴向定位，取 h=2mm，故d5=51mm，轴向长度取L5=17mmd6 段直径和长度设计d6 段与d3 段类同，d6=45mm，L6=25mm输出轴的总长度L= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6=282mm由此可得，输出轴的结构和尺寸如下：第 25 页 图7-2（输出轴结构图）表7-2（输出轴的尺寸）轴段123456长度(mm) 84直径(mm) 421）作轴的计算简图（见图 a）:TF 2 =2325.181000/265.12=2453.08N2dt22齿轮 1 所受的径向力tgF F cosr2t

17、2 F F tg 2453.08tg15.66=687.68Na2t23）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：F L3F NH1=2453.0855.8/(55.8+55.8)=1226.54Nt2L2 L3F L2F NH2=2453.0855.8/(55.8+55.8)=1226.54Nt2L2 L3垂直面支反力（见图 d）：d2F L3 F 2r2a2F NV1=(927.2755.8+687.68L2 L3265.12/2)/(55.8+55.8)=1280.47 Nd2F F L32a2r2F NV2=(687.68265.12/2-927.27L2 L355.8)/(55.8

18、+55.8)=353.2 N4）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：M F L2 1226.5455.8=68440.93 NmmHNH1截面 C 处的垂直弯矩：M F L2 1280.4755.8=71450.23 NmmV1NV1M F L3 353.255.8=19708.56 NmmV2NV2分别作水平面弯矩图（图 c）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩：M M M (68440.93 +71450.23 ) =98940.87 Nmm2222 1/21HV1M M M (68440.93 +19708.56 ) =71222.1 Nmm2222 1/22H

19、V2第 27 页 作合成弯矩图（图 f）。5）作转矩图（图 g）。6）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（即危险截面 C）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），取= 0.6，则有： 2MM T2 ca 98940.87 +(0.6325.18) /(0.147 )ca12221/23WW=9.53MPa = 60 MPa-1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：第 28 页 8.1 输入轴键选择与校核校核输入轴处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：

20、bhl = 8mm7mm70mm，接触长度:l = 70-8 = 62 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl d = 0.2576226120/1000 = 338.5 Nm TT1，故键满足强F度要求。8.2 输出轴键选择与校核1）输出轴与大齿轮处键该处选用普通平键尺寸为：bhl = 18mm11mm40mm，接触长度:l = 40-18 = 22 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl d = 0.25112250120/1000 = 435.6 Nm TT ，故键满足强度F2要求。2）输出轴与联轴器处键该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70m

21、m，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl d = 0.2595645120/1000 = 680.4 Nm TT2，故键满足强F度要求。九、轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：L = 283008= 38400hh9.1 输入轴上轴承的校核表9-1（轴承参数）d 内径(mm)D 外径(mm)B 宽度(mm)基本额定动载荷(kN)7307C35802134.2根据前面的计算，选用角接触球轴承，当 Fa/Fr0.68 时，Pr=Fr；当 Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷 Cr=34.2kN，轴承采

22、用正装。第 30 页 要求寿命为 Lh=283008= 38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：F F F (1276.57) +(-1173.81) =1734.22222221/2rNH1NV1NV2F F F (1276.57) +(1129.99) =1704.85221/2rNH2F =0.681734.2=1179.26d1F =0.681704.85=1159.3d2由前面计算可知轴向力 Fae=715.73N由计算可知，轴承 1 被“压紧”，轴承 2 被“放松”。F F F 715.73+1159.3=1875.03a1aed2F F 1

23、159.3a2d2F 1875.03/1734.2=1.08 1159.3/1704.85=0.68a1Fr1Fa2Fr2查表得 X1=1 ，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1.2P X F Y F 11734.2+01875.03=1734.2r1r11a1P X F Y F 11704.85+01159.3=1704.85r2r22a23106f CL =htr60nf Ppr=10 /(60737.91)(134.2)/(1.21734.2) =100249.5436由此可知该轴承的工作寿命足够。9.2 输出轴上轴承的校核表9-2（轴承参数）基本额定动载荷(kN)第

24、 31 页 7309C451002549.2根据前面的计算，选用角接触球轴承，当 Fa/Fr0.68 时，Pr=Fr；当 Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷 Cr=49.2kN，轴承采用正装。要求寿命为 Lh=283008= 38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：F F F (1226.54) +(1280.47) =1773.1322221/2rNH1NV1F F F (1226.54) +(353.2) =1276.3822221/2rNH2NV2Fd1=0.681773.13=1205.73Fd2=0.6812

25、76.38=867.94由前面计算可知轴向力 Fae=687.68N由计算可知，轴承 2 被“压紧”，轴承 1 被“放松”。F F F 687.68+867.94=1555.62a1aed2F F 867.94a2d2F 1555.62/1773.13=0.88 867.94/1276.38=0.68a1Fr1Fa2Fr2查表得 X1=1 ，Y1=0，X2=1 ，Y2=0查表可知 ft=1，fp=1.2P X F Y F 11773.13+01555.62=1773.13r1r11a1P X F Y F 11276.38+0867.94=1276.38r2r22a23106f CL =htr6

26、0nf Ppr=10 /(60200)(1 49.2)/(1.21773.13) =1030264.1636由此可知该轴承的工作寿命足够。第 32 页 十、联轴器的选择1.载荷计算公称转矩：T = T = 325.18Nm2由表查得K = 1.3，故得计算转矩为：AT = K T = 1.3325.18= 422.73 NmcaA 22.型号选择选用 LT8 型联轴器，联轴器许用转矩为 T = 710 Nm，许用最大转速为 n = 3000r/min，轴孔直径为 45 mm，轴孔长度为 84 mm。T =422.73 Nm T = 710 Nmcan = 200r/min n = 3000 r

27、/min2联轴器满足要求，故合用。十一、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 = 4.5 mm 10 mm，取浸油深度为 10mm，则油的深度

28、 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 150第 33 页 润滑油，粘度荐用值为 118 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 = 1.63 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

29、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，故均采用半粗羊毛毡密封圈。十二、减速器附件及箱体主要结构尺寸

30、12.1 附件的设计（1）油面指示器用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。第 34 页 （4）窥视孔和视孔盖 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。（5）定位销采用销 GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。（6）盖螺钉由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。（7）螺栓及螺钉用作安装连接用。12.2 箱体主要结构尺寸名称箱座壁厚符号1b1b公式与计算0.025a+3=0.025140+3=6.50.02a+3=0.02140+3=5.81.51=1.58=12结果取值取 8mm取 8mm取 12mm取 12mm取 20mm取 M18取 4箱盖壁厚箱盖凸缘厚