一级圆柱齿轮减速器》--设计说明书.doc

机械设计课程设计 机械设计课程设计 一级圆柱齿轮减速器 设计说明书姓名 学 号 学院 机械电气化工程学院 专 业 机械设计及其自动化 班 级 指导教师 张 涵 课程设计任务书目 录一 前言3二 设计题目5三 电动机的选择6四 传动装置动力和运动参数7五 传动零件的设计计算9六 减速器轴的设计17七 滚动轴承的验算24八 键的选择的验算26九 联轴器的选择 26十 铸铁减速器结构主要尺寸 28十一小结29十二 致谢 29十三 参考文献 30课程设计任务书一、机械设计课程的目的和意义机械设计基础课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。其基本目的是：(1) 通过机械设计课程的设计，综合运用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。（4）机械设计基础课程设计还为专业课课程设计和毕业设计奠定了基础。二、机械设计课程的内容选择作为机械设计课程的题目，通常是一般机械的传动装置或简单机械。课程设计的内容通常包括：确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和联接件的选择及校核计算；箱体结构及其附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在设计中完成了以下工作： 减速器装配图1张（A0或A1图纸）； 零件工作图23张（传动零件、轴、箱体等）； 设计计算说明书1份，60008000字。三、机械设计课程设计的步骤机械设计课程设计的步骤通常是根据设计任务书，拟定若干方案并进行分析比较，然后确定一个正确、合理的设计方案，进行必要的计算和结构设计，最后用图纸表达设计结果，用设计计算说明书表示设计依据。机械设计课程设计一般可按照以下所述的几个阶段进行：1 设计准备 分析设计计划任务书，明确工作条件、设计要求、内容和步骤。 了解设计对象，阅读有关资料、图纸、观察事物或模型以进行减速器装拆试验等。 浮系课程有关内容，熟悉机械零件的设计方法和步骤。 准备好设计需要的图书、资料和用具，并拟定设计计划等。2 传动装置总体设计 确定传动方案圆柱斜齿齿轮传动，画出传动装置简图。 计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号。 确定总传动比和分配各级传动比。 计算各轴的功率、转速和转矩。3 各级传动零件设计 减速器外的传动零件设计（带传动、链传动、开式齿轮传动等）。 减速器内的传动零件设计（齿轮传动、蜗杆传动等）。4 减速器装配草图设计 选择比例尺，合理布置试图，确定减速器各零件的相对位置。 选择联轴器，初步计算轴径，初选轴承型号，进行轴的结构设计。 确定轴上力作用点及支点距离，进行轴、轴承及键的校核计算。 分别进行轴系部件、传动零件、减速器箱体及其附件的结构设计。5 减速器装配图设计 标注尺寸、配合及零件序号。 编写明细表、标题栏、减速器技术特性及技术要求。 完成装配图。6 零件工作图设计 轴类零件工作图。 齿轮类零件工作图。 箱体类零件工作图。四、课程设计的基本要求1、 认真、仔细、整洁。2、 理论联系实际，综合考虑问题，力求设计合理、实用、经济、工艺性好。3、 正确处理继承与创新的关系，正确使用标准和规范。4、 学会正确处理设计计算和结构设计间的关系，要统筹兼顾。5、 所绘图纸要求准确、表达清晰、图面整洁，符合机械制图标准；说明书要求计算准确、书写工整，并保证要求的书写格式。五、减速器的设计计算、校核、说明和结果1.设计任务书1.1设计任务设计一用于带式运输机上的三角带单级圆柱齿轮减速器，传动系统为采用两级圆柱齿轮减速器和圆柱齿轮传动。1.2原始数据运输带拉力：F=4750N运输带速度：V=1.6m/s卷筒直径：D=390mm1.3工作条件工作机空载启动，载荷变化不大，单向运转使用期限10年，每天工作8小时，每年工作300天。运输带允许速度误差5%。2.传动系统的方案拟定 传动方案如图：3.电动机的选择3.1选择电动机类型按按工作要求和条件，选用三相笼形异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。3.2选择电动机的容量电动机所需工作功率为 P= KW因为 P= KW因此 P= KW由电动机至运输带的传动总效率为 =式中：，分别为带传动、轴承、齿轮传动和联轴器的传动效率。取=0.96，=0.98，=0.97，=0.96则=0.960.980.970.96=0.85所以 P=8.94kW3.3确定电动机转速卷筒机工作转速：n=r/min. 按表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比 i=24，一级圆柱减速器传动比 i=36,则总传动比合理范围为：i=624，故电动机转速可选范围为： nd= in=（624）78.35=（4701880.4） r/min.符合这一范围的同步转速有：750，1000和1500 r/min.性能如下页表1根据容量和转速，由有关手册查出，列表如下表，综合考虑选第二方案较合适，因此选型号Y160L6，表1方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速 r/min电动机重量N传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M4111500146012318.633.55.322Y160L611100097014712.382.84.423Y180L8117507301849.322.53.734.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4.1总传动比由式（7）i= 4.2分配传动装置传动比由式（8） i=ii式中i,i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i=2.8，则i=n=87.31r/min.4.3分配减速器的各级传动比因为为一级齿轮，故齿轮传动比为：i=4.425.计算传动装置的运动和动力参数 5.1各级轴转速轴 n= r/min轴 n= r/min 卷筒轴 n= n=78.38 r/min5.2各轴输入功率 轴 P=P= P=8.940.96=8.5824KW 轴 P= P= P=8.58240.980.97=8.158KW 卷筒轴 P= P= P=8.1580.980.96= 7.84KW其输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98。轴 P= P0.98=8.58240.98=8.41kw轴 P= P0.98=8.1580.98=7.99kw 卷筒轴 P= P0.98=7.840.98=7.68kw5.3各轴输入转矩电动机输出转矩：T=9550Nm、轴输入转矩：轴：T= Ti= Ti= Nm轴：T= Ti=Ti= Nm卷筒轴输入转矩：T= T= Nm 各轴输出转矩轴：T= T0.98=236.540.98=231.8m轴：T=T0.98=993.850.98=973.97 Nm卷筒轴输出转矩：T=T0.98=954.50.98=935.41 Nm的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.6.传动零件的设计计算6.1 V带的设计6.1.1已知：电动机转速n=970r/min,轴n=346.43 r/min,电动机输出功率P=8.94KW。查表13-8得 K=1.1，故P= KP=1.18.94=9.83Kw6.1.2选V带型号由P=9.83KW，n=970 r/min,由图13-15查知，选V.带B型带。6.1.3求大小带轮基准直径，由表13-9，取小带轮的基准直径=160mm，现取160mm由式表13-9得，= d（1-）=2.8160(1-0.02)=448mm由表（13-9）取=450mm（虽使n略有减小，但其范围小于5，允许）。6.1.4验算带速VV= m/sV在525 m/s范围内，合适。6.1.5求V带基准长度L和中心距a初步选取中心距a=1.5（+）=1.5（160+450）=915mm取a=600mm，符合0.7（+）a2(+ )式（13-2）得带长=2a+=2158mm查表13-2，对A型带选用L=2240mm，再由式（13-16）计算实际中心距：aa+ mm。6.1.6验算小带轮包角由式（13-1）得=180120，合适。6.1.7求V带根数由式（1315）得 z=令n=970 r/m，=160mm，i=2.8查表（13-3）得 P=2.67KW查表（13-5）得 =0.33 KW由= 查表（13-7）得K=0.925查表（13-2）得K=1.0，由此可得Z=3.54取4根6.1.8求作用在带轮轴上的压力表（131）得q=0.18 kg/m，故由式（1317）得单根v带的初拉力 = =应使带的实际初拉力F（F）。作用在轴上的压力=2zsin=2570N6.1.9带轮结构设计小带轮毂孔径 d= D=42mm小带轮基准直径 =84，即：故小带轮采用实心式大带轮基准直径 =450 350mm，故采用腹板式6.2齿轮的设计已知：载荷变化不大，传动比i=4.42，小齿轮轴转速n=n=346.43 r/min，传动功率P=8.94 KW。6.2.1决定传动形式 因为i=4.42， 直齿圆柱齿轮传动比i4 斜齿圆柱齿轮传动比i7 所以选择斜齿圆柱齿轮传动。6.2.2 计算齿轮转矩6.2.3选择齿轮材料、精度等级及热处理方法考虑减速器功率不大（结构尺寸要小），中速中载材料的工艺性、价格等因素，决定大小齿轮均选用45#钢制造。采用软齿面 标准齿形（）小齿轮调质处理 HBS1=241286 取260大齿轮常化（正火）处理 HBS2=217255 取240查图（10-20c），（10-20b） 得： =420 MPa =350 MPa查图（10-21d），（10-21c） 得：=590 MPa =550 MPa查表（108） 选8级精度的齿轮。6.2.4 初选小齿轮的齿数和螺旋角 初选z=21，则z=i z=214.41=92.82 取z=92实际齿数比: 传动比误差: 5%所以所选齿数可用。选6.2.5 按齿面接触疲劳强度设计参数由式（1021） 得：（1）初选=1.3 （表11-3）（2）查表（10-7） 对称布置、软齿面=0.9-1.4 取1（3）查表(10-6) =188（4）查图（10-30） =2.45（5）査图（10-26）可根据公式计算 1.645（6）计算许用应力、应力循环次数N=60njL=60342.91830010 7.4810 应力循环次数 N=60njLi=7.4810/4.42 1.6910查图（10-18），（10-19） 得:=0.89 =0.94=0.92 =0.98 =1.251.50 取1.4（发生折断） 1（点蚀破坏）所以 ：=267MPa=230 MPa=554.6MPa=539M Pa（7）计算小齿轮的分度圆直径 由式（1021）=48.62 mm（8）初算圆周速度=0.88m/s（9）查表（10-2） 载荷平稳 电动机KA1.0 查图（10-8） =0.88 8级 =1.08F=3619.91Nb=148.62=48.62=774.45N/mm100N/mm查表10-3 = =1.2查表10-4 对称布置 =1 b=48.62mm=1.15+0.18+0.311.342 =2.37 h=（2h+c）m=（2+0.25）2.37=5.33 查表10-4 1.34查图（10-13） =1.3K=1=1.74 K= =1=1.671（10）校正=48.62=53.58mm（11）重新计算模数=2.496 （12）计算实际中心距=167.09mm 取整数 a167mm（13）校正螺旋角=11.7在8-20 范围内且与假设值像接近，故其他参数无需修正。（14）计算分度圆直径d、d =61.58mm = =272.15mm d、d不能圆整,而且后面的小数部分相加应为整数(15) 计算齿宽 =1=61.58mm (实际啮合宽度)取 b=65mm，b=65mm（16）验算取b=60 b=65 b b 510查图(10-22)在8级精度范围内，所以选8级精度合适设计汇总：Z =26 d=85.88mm b=65mm Z=115 d=272.15mm b =60mmm=2 a=167mm 6.2.6 齿根弯曲疲劳强度校核 =22.44 =98.3 查表(10-5) 用插入法 求得:查取齿形系数。由表105查得=2.705，=2.185取应力校正系数。 由表105查得 =1.577，=1.788=1.419Y=2.705，Y=2.185Y=1.577, Y=1.788 查图(10-28) 得: Y=0.90按式（1016）验算轮齿弯曲强度（按最小齿宽52计算） =22.66MPa =20.72齿根弯曲疲劳强度安全6.2.7齿轮结构设计齿顶圆直径： d=66.36mmd=277.3mm齿根圆直径： d=55.7mm=266.63mm6.2.8 齿轮的润滑因为.v=0.88m/s2mn 此轴为齿轮轴。7.4.2 低速轴的结构设计（1）拟订装配方案齿轮，轴套，挡油环，轴承，轴承端盖，联轴器从左边装入；轴套，挡油环，轴承，轴承端盖从右边装入。（2）根据定位要求确定各段轴的直径和长度 装联轴器的轴径最小，d=55mm。查手册 d=55mm，L1=84mm。 预选用30213轴承，查手册 d=65mm，D=140mm。 dn1.4h 取=23。VI-VIII段轴安装挡油环和轴承，直径为65mm.，轴长为20。 则轴的总长L=84+76+44+58+23+20=305。 查手册 轴的总长无需圆整。7.5轴的校核7.5.1高速轴的校核 求垂直面的支承反力F=390.02 F= FF=539.05 求水平面的支承反力（图c）F=F=1245.46 绘垂直面的弯矩图（图b）M=F=83.55 NmM= F=60.45 Nm绘水平面的弯矩图（图c）M=F=193.05 Nm求合成弯矩图（图e）。M= 210.35NmM= = 202.29 Nm求轴传递的转矩（图f）T= F=106.96 Nm求危险截面的当量弯矩校正系数=-1/0=0.6T=0.6106.96=64.18从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M=226.07计算危险截面处轴的直径轴材料为45号钢，调质处理，由表141查得=650 MP，由表143查的许用弯曲应力=55 MP，则d mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5，故d=1.0533=34.65 mm取轴径，合适，安全。7.5.2低速轴的校核求垂直面的支承反力（图b）F=94 F= FF=791.17 求水平面的支承反力（图c）F=F=1189.15 绘垂直面的弯矩图（图b）M=F=141.2 NmM= F=16.78 Nm绘水平面的弯矩图（图c）M=F=212.26 Nm求合成弯矩图（图e）。M= 258.27NmM= = 216.91 Nm求轴传递的转矩（图f）T= F=424.5 Nm求危险截面的当量弯矩校正系数=-1/0=0.6T=0.6424.5=254.7从图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩为M= =334.54 Nm计算危险截面处轴的直径轴材料为45号钢，调质处理，由表141查得=650 MP，由表143查的许用弯曲应力=55 MP，则d mm考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5，故d=1.0538=39.9mm取轴径，合适，安全。8. 滚动轴承的校核8.1高速轴：预选30209轴承。d=45mm，D=85mm。轴承端盖的选择： 选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。螺钉直径：10 螺钉数：4 d=d+1=10+1=11mmD= D+2.5 d=135mmD= D+2.5 d=160mme=1.2* d=12mmD=D-(1015)=100mmD= D-3 d=105mmD=D-(24)=107mm1）基本额定动载荷：C=53.5KN基本额定静载荷：C=47.2 KN极限转速：5600 r/min所需轴承的寿命为：L=830010=24000h2）求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=530.52N,所以相对应的轴向载荷为=0.011243） 在表中可查得X=1,Y=0。当量动载荷P=f（XF+YF）=722.4N4) 验算轴承7310的寿命（）=1.9724000h经计算，所需轴承寿命：LL=48000 h.5） 故所选7310型号角接触轴承合适。8.2低速轴：轴承端盖的选择：预选7313轴承， d=65mm，D=140mm。选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。螺钉直径：10 螺钉数：6 d=d+1=10+1=11mmD= D+2.5 d=135mmD= D+2.5 d=160 mme=1.2* d=12 mm D=D-(1015)= 100 mmD= D-3 d=105 mmD=D-(24)=107 mm1）基本额定动载荷：C=89.8KN基本额定静载荷：C=75.5 KN极限转速：4500 r/min所需轴承的寿命为：L=830010=24000h2） 求相对轴向载荷对应的e值与Y值。已知Fa=506.82N,所以相对应的轴向载荷为=0.00673） 在表中可查得X=1,Y=0。当量动载荷P=f（XF+YF）=1062.204N4) 验算轴承7313的寿命（）=2.9424000h经计算，所需轴承寿命：LL=24000 h.5） 故所选7313型号角接触轴承合适。所以采用脂润滑方式润滑。轴承端盖的选择：选用凸缘式轴承端盖（根据结构），HT150。轴承外径D=140mm，螺钉直径d=12，螺钉个数：6个9联轴器的选择：计算转矩：T=KT，（查表141得，K=1.3）则 T= KT=1.5316.64= 736.398Nm按照计算转矩T，半联轴器公称转矩的条件。 选LT9型公称转矩：T=100Nmn=2850r/min L=112mm L=84 D=250mm d=50mm材料：铸钢10 键联结的选择与验算10.1键联结的选择10.1.1高速轴键 所需开键槽轴径分别为：d=40 mm轴段长度为：L=61mm，选择A型圆头普通平键，其参数分别为：键：键宽 b=10 mm键高 h=8 mm键长 L=22110，取L=50mm键槽 t=5.0 mm，t=3.3 mm，键槽倒角 r=0.250.4 10.1.2低速轴键所需开键槽、的轴径分别为：d=55 mm，d=68 mm轴段长度分别为：L=82 mm，L=58mm，键：键宽 b=14 mm键高 h=9 mm键长 L=36160，取L=70 mm键槽 t=5.5 mm，t=3.8 mm，键槽倒角 r=0.250.4 键：键宽 b=20 mm键高 h=12 mm键长 L=36160，取L=50 mm键槽 t=7.5 mm，t=4.9mm，键槽倒角 r=0.250.4 10.2校核键的强度高速轴 键：查表（10-10）可知，键联结的许用挤压应力为： =100120，由平键联结的挤压强度条件= 得：= MP 因为： 故高速轴键是安全的，合适。低速轴1键：查表10-10可知，=100120 由= MP 因为： 低速轴1键是安全的，合适。低速轴2键：查表10-10可知，=100120 由= MP 因为：低速轴2键是安全的，合适。11减速器机体结构尺寸名称符号尺寸关系（mm）机座壁厚一级：0.025a+18 取=8机盖壁厚一级：0.025a+38 取=8机座凸缘厚度b1.5取b=12mm机盖凸缘厚度b1.5取b1=12mm机座底凸缘厚度b2.5b2=20mm地脚螺钉直径df0.036a+12取d=22.38mm M24地脚螺钉数目n当a250时，n=6 轴承旁联接螺栓直径d0.75d取d=17mm M20机盖与机座联结螺栓直径d（0.50.6）d取d2=12mm M16轴承端盖螺钉直径d（0.40.5）d取d3=10mm M12窥视孔盖螺钉直径d（0.30.4）d取d4=8mm M8定位销直径d（0.70.8）d d=9mmd、d、d至外机壁距离c分别为34mm,26mm,22mmd、d、d至凸缘边缘距离c分别为28mm,20mm,14mm轴承旁凸台半径Rc=28mm凸台高度h应保证大轴承旁凸台的扳手空间外机壁至轴承座端面距离lc+c+（812）取l=50mm大齿轮顶圆与内机壁距离1.2取=11mm齿轮端面与内机壁距离取=10mm机盖、机座肋厚m、mm0.85，m0.85轴承端盖外径DD=1.25D+10轴承端给凸缘厚度t（11.2）d轴承旁联结螺栓距离S尽量靠近，以M d与M d互不干涉为准，一般取SD六、小结: 通过近一个学期的努立，我基本上按要求完成了机械设计课程设计中指定的各项任务，通过这次设计，进一步提高了我的机械知识水平，巩固了所学课程；无论是看图能力还是画图能力都得到了较大的提高，使我们对机械有了更深刻的理解和认识，培养了我综合运用所学知识解决工程实践问题的能力。由于实践经验和资料的缺乏，加之时间紧迫，在设计过程中遇到了许多问题，大部分问题在老师的指导和同学们的帮助下下得以解决。但也有很多地方设计的不近人意，例如所绘制的图纸有些地方表达的不是很清楚，希望各位老师给予谅解。七、致谢: 对于这次设计的完成,首先感谢母校塔里木大学的辛勤培育，感谢学校给我提供了如此难得的学习环境和机会，使我学到了许多新的知识、知道了知识的可贵与获取知识的辛勤。承蒙张涵老师的耐心指导，我顺利地完成了我的课程设计。在此深深感谢我的老师张涵给予了我耐心的指导和帮助,表现了他对工作高度负责的精神，同时也感谢给给我带画法几何、机械工程材料、互换性与测量技术以及材料力学的老师，没有这些课程做基础，是无法完成机械课程设计的，感谢你们！在我的设计过程中，还得到了众多同学的支持和帮助，在此，我对这些同学表示我衷心的感谢和永远的祝福！ 对于这次的课程设计，还有许多美好的设想由于时间和自身因素无法得以实现，这不能不说是本次设计的遗憾之处。不过，至少它启发了我的的思维，提高了我的动手能力，丰富了我为人处世的经验，进一步巩固了所学知识，这为我在以后的学习过程当中奠定了坚实的基础 。也为以后在自己的工作岗位上发挥才能奠定了坚实的基础。最后，再一次衷心的感谢赠与我知识、给予我帮助的所有老师，你们传递的知识使我受用一生，你们的恩情我会铭记一生！虽然说谢谢二字不足以表达我的感情，但是仍然对你们说声“谢谢”，“桃李不言，下子成溪”！参考文献1西北工业大学机械原理及机械零件教研室 濮良贵 纪名刚主编机械设计（第 七 版） 高等教育出版社2清华大学、北京科技大学 吴宗泽 罗圣国主编机械设计课程设计手册（第二版） 高等教育出版社3龚桂义主编机械设计课程设计指导书（第二版） 高等教育出版社4哈尔滨工业大学龚桂义编机械设计课程设计图册（第三版） 高等教育出版社5刘小年 刘大魁主编机械制图高等教育出版社出版6何志刚主编(第三版)中国农业出版社7单辉祖主编材料力学（第二版） 高等教育出版社8东南大学 戴枝荣主编 高等教育出版社见机械设计课程设计手册 第12页P=8.94KWn= 78.35r/min电动机的选择见机械设计课程设计手册第167页i=12.38i=2.8i=4.42n=78.38r/min.见机械设计课程设计指导书第15页n=346.43r/minn=78.38 r/minn=78.38 r/minP=8.5824KWP=8.158KWP=7.84KWP=8.41KWP=7.99KWP=7.68KWT= 88NmT=236.54 NmT=993.85 NmT=954.5 NmT=231.8NmT=973.97 NmT=935.41 Nm表13-8 见机械设计基础第218页P=9.83KW表13-9见机械设计基础第219页=160mm=450mmV=8.11m/s式（13-2）见机械设计基础第205页a=600mm式（13-16）见机械设计基础第220页L=2240mma641mm式（13-1）见机械设计基础第