单级圆柱直齿轮减速箱课程说明书-毕业论文.doc

机械设计基础课程设计说明书

设计题目： 单级圆柱直齿轮减速箱
学 院：
专业年级：
学 号：
学生姓名：
指导教师：
2015年 7月 1日

目 录
一、传动方案拟定…………………………………………………2
二、电动机的选择…………………………………………………3
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比………………4
四、传动装置的运动和动力设计…………………………………5
五、普通V带的设计………………………………………………6
六、齿轮传动的设计………………………………………………8
七、传动轴的设计…………………………………………………11
八、箱体的设计……………………………………………………19
九、键连接的设计…………………………………………………21
十、滚动轴承的设计………………………………………………22
十一、润滑和密封的设计…………………………………………24
十二、联轴器的设计………………………………………………24
十三、设计小结……………………………………………………25
1

计算过程及计算说明
一、 传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速箱和一级带传动
１、工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。
２、原始数据：滚筒圆周力F=2700N；
带速V=1m/s；
滚筒直径D=240mm；
方案拟定：
　　　采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速箱
4.联轴器 5.滚筒 6.运输带

二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw)
由式(2)：ＰＷ＝Ｆ*V/1000 (KW)
因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW)
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２３×η３×η４
式中：η1、η2、η3、η4分别为带传动、减速箱、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η2=0.97，η３.＝0.99，η４＝0.96
则：　η总=0.960.97×0.99×0.96
　　 =0.89
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　= FV/1000η总
=(2.7×1)/0.89
=3.03 (kw)
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1)/（240·π）
　　　　　 =79.58 r/min
根据容量和转速，由相关手册查出电动机类型取1500r/min
电动机型号：（如下表）
电动机型号

额定功率（kw）
电动机转速(r/min)
同步转速
满载转速
Y112M4-4
4
1500
1440

三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
i=nm/nw=1440/79.58
=18.09
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
i=i1×i2
（式中i0、i分别为带传动和减速箱的传动比）

2、分配各级传动装置传动比：
取i1=3.6（普通V带 i=2～4） I2=5（减速箱）
所以： i=i1×i2 =3.6×5=18

四、传动装置的运动和动力设计：
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
高速轴：nⅠ=nm/ i1
=1440/3.6=400（r/min）
　低速轴：nⅡ= nⅠ/ i2
=400/4.445=80r/min
（2）计算各轴的功率：
高速轴： P1=Pd×η1
=4×0.96=3.84（KW）
低速轴： P2= P1×η2×η3
=3.84×0.98×0.97
　 =3.65（KW）
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
T=9550·Pd/nm=9550×4/1440
=26.53 N·m
高速轴： T1=9550·Pd/n1=91.68 N·m
低速轴： T2=9550·Pd/n2=435.72 N·m

i1为带传动传动比
i2为减速器传动比

综合以上数据，得表如下：
轴名
功率P （KW）
转矩T （N·m）
转速n
r/min
传动比 i
输入
输出
输入
输出
电动机轴

4

26.53
1440
3.6
高速轴
3.84

91.68

400
5
低速轴
3.65

435.72

80

五. V带的设计
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·P=1.1×4=4.4（ KW）
根据课本表13-11得知其交点在A型交界线处，故A型方案
（2）确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮 d1=100mm
带速验算： V=n1·d1·π/（1000×60）=7.54 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
（3） 大带轮直径
d2=n1×d1/n2=i1×d1=360mm

KA=1.1

推荐的A型小带轮基准直径为75mm~125mm

取d2=375mm (虽使n2略有增加，但其误差小于5%，故允许)
（4）确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+375）≤a0≤2×（100+375）
332.5 ≤a0≤950 初定中心距a0=500 ，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×500+π·（100+375）/2+（375-100）2/(4×500)
=1783.94mm
由表9-3选用Ld=1800 mm的实际中心距
a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1800-1783.94)/2=508.03mm
（5）验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=148.98>120 合适
（6） 确定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）
=4.4/（（1.32+0.17）×1.01×0.92）
= 3.178
故要取4根A型V带

P0=1.32
△P0=0.17
Kα=0.92
KL=1.01

六、齿轮传动的设计：
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
Z1=25 ，u=5， Z2=Z1·u=25×5=125
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1≥
确定各参数值
载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2
小齿轮名义转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.84/400
=94680 N·m
材料弹性影响系数
由课本表6-7 ZE=189.8
区域系数 ZH=2.5
许用应力 查课本

查表6-8 按一般可靠要求取SH=1
则

取两式计算中的较小值，即［σH］=560Mpa
于是 d1≥
=
=57.45mm
(4)确定模数
m=d1/Z1≥57.45/2.5=2.298
取标准模数值 m=2.5
(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算
校核
式中 小轮分度圆直径d1=m·Z=2.5×25=62.5mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·d1 =1×62.5=62.5mm
b2=65mm b1=b2+(5~10)mm=70mm
复合齿轮系数 YFS1=2.85 YFS2=2.18
YSa1=1.54 YSa2=1.79
④许用应力 查图6-22（a）
σFlim1=245MPa，σFlim2=220Mpa，SF=1.25
则

⑤计算大小齿轮的并进行比较

>
取较大值代入公式进行计算 则有

=98.89<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6） 几何尺寸计算
d1=m·Z=2.5×25=62.5mm
d2=m·Z1=2.5×125=312.5 mm
a=m·（Z1+Z2）/2=2.5×（25+125）/2=187.5 mm
取小齿轮宽度 d1=62.5 mm，d2=312.5mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=π×60×400/（60×1000）
=1.31m/s
对照表6-5可知选择8级精度合适。

七 轴的设计
1.齿轮轴的设计
(1)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=3.84 KW
转速为n1=400r/min ,c=11
d≥
(2)确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ25mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f=（4-1）×15+2×9=63 mm
则第一段长度L1=60mm
右起第二段直径取D2=Φ30mm
根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=60mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用滚子轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用N208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=18mm
右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4= 11mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度为62.5mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=62.5mm
右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm,长度取L6= 11mm
右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径：d1=62.5mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =91680 N·m
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×91680/62.5=29337.6N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=29337.6×tan200=10678.01N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =5339 N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124=314.1 N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=PA×62=60.97 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=19.47 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d1/2=59.0 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=73.14×1000/(0.1×443)=8.59 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=35.4×1000/(0.1×303)=13.11 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
受力图如下：

PⅠ的值为前面第10页中给出

在前面带轮的计算中已经得到Z=4

D1=Φ25mm
L1=60mm

D2=Φ30mm
L2=60mm

D3=Φ40mm
L3=18mm

D4=Φ48mm
L4=11mm

D5=Φ67.5mm
L5=62.5mm

D6=Φ48mm
L6= 11mm

D7=Φ40mm
L7=18mm

Ft=1966.66Nm

Fr=628.20Nm

RA=RB
=983.33Nm

RA’=RB’
=314.1 N

MC=60.97Nm
MC1’= MC2’
=19.47 Nm

MC1=MC2
=64.0Nm

T=59.0 Nm

α=0.6

MeC2=73.14Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=35.4Nm

输出轴的设计计算
(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）

1，5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮 4—套筒 6—密封盖
7—键 8—轴承端盖 9—轴端挡圈 10—半联轴器
(2)按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为P2=3.65 KW
转速为n2=80 r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110
d≥
(3)确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ45mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×435.72=566.436Nm，查标准GB/T 5014—2003，选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=112mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=60mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用N211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为312.5mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=63mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=13mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=20mm
(4)求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：d1=312.5mm
作用在齿轮上的转矩为：T1 =91680N·mm
求圆周力：Ft
Ft=2T2/d2=2×91680/312.5=586.752N
求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=3762.96×tan200=1369.61N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N
垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’ =Fr×62/124= 684.81 N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：MC=RA×62= 116.65 Nm
垂直面的弯矩：MC1’= MC2’=RA’×62=41.09 Nm
合成弯矩：

（7）画转矩图： T= Ft×d2/2=508.0 Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa 则：
σe= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)
=307.56×1000/(0.1×603)=14.24 Nm<［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe= MD/W= MD/(0.1·D13)
=304.8×1000/(0.1×453)=33.45 Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的 。
以上计算所需的图如下：

D1=Φ45mm
L1=84mm

D2=Φ52mm
L2=60mm

D3=Φ55mm
L3=36mm

D4=Φ65mm
L4=63mm

D5=Φ66mm
L5=13mm

D6=Φ55mm
L6=20mm

Ft=3762.96Nm
Fr=1369.61Nm

RA=RB
=1881.48Nm

RA’=RB’
=684.81 N

MC=116.65Nm
MC1’= MC2’
=41.09 Nm

MC1=MC2
=123.68Nm

T=508.0 Nm

α=0.6
MeC2=307.56Nm

［σ-1］=60Mpa

MD=33.45Nm

绘制轴的工艺图（见图纸）
八．箱体结构设计
(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
(7)调整垫片：调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
(9)密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：

名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b 1
12
机座底凸缘厚度
b 2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
8
df，d1, d2至外机壁距离
C1
26,，22,，18
df， d2至凸缘边缘距离
C2
24, 20，16
轴承旁凸台半径
R1
24, 16
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
9
机盖、机座肋厚
m1 ,m2
7， 7
轴承端盖外径
D2
120， 140
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
九．键联接设计
1．输入轴与大带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=25mm,L1=60mm
A键 8×7 GB1096-79 L=L1-b=60-8=52mm
T=91.68N·m h=7mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4 ·T/(d·h·L)
=4×91.68×1000/（25×7×52）
=40.3Mpa < [σR] (110Mpa)
2、输出轴与齿轮2联接采用平键联接
轴径d4=60mm L4=63mm T2=435.72N·m
B键12×8 GB1096-7 L=L2-b=60-18=42mm h=8mm
σp=4 ·TⅠ/（d·h·L）
=4×435.72×1000/（60×8×63）
= 87Mpa < [σp] (110Mpa)
3、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d3=45mm L3=84mm TⅡ=435.77Nm
查手册P51 选用A型平键
键14×9 GB1096-79
l=L3-b=82-14=68mm h=9mm
σp=4·TⅡ/（d·h·l）
=4×435.77×1000/（45×9×68）
=63.29Mpa < [σp] (110Mpa)
十．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh10×365×8=29200小时
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=10678.0N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择N208轴承 Cr=29.5KN
由课本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
2.输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值

（3）选择轴承型号
查课本表11-5，选择N211轴承 Cr=43.2KN
由课本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十一、密封和润滑的设计
1.密封
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，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
(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30~50mm。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=0.35~0.7m3。
(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。
十二．联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×435.72=566.436Nm,
其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 5014—2003，选用LX3型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm, 许用转速[n]=3750r/m ,故符合要求。
十三、设计小结
　　机械设计课程设计是我们第一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
　　(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
　　(2) 学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
　　(3) 进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。

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