单级减速器课程设计完美.doc

长安大学课程设计说明书课程名称： 机械设计/原理题目名称： 单级圆柱齿轮减速器学 院： 工程机械学院姓 名： 学 号： 班 级： 01机制（1）班指导老师： 2003年12月22日目录1 设计任务书-42 传动装置总体设计方案2.1 拟定传动方案-43 电动机的选择计算 3.1 所需电动机的输出功率-53.1.1 工作机的功率-53.1.2 传动装置的总效率-53.1.3 所需电动机的输出功率-53.2 选择电动机的转速-53.2.1 计算传动滚筒的转速-53.2.2 选择电动机的转速-63.3 选择电动机的型号-64 传动装置的运动和动力参数计算4.1 分配传动比-64.1.1 总传动比-64.1.2 各级传动比的分配-64.2 各轴功率、转速和转矩的计算-75 传动零件的设计计算5.1 V带传动的设计-85.2 圆柱齿轮传动的设计计算-126 轴的设计计算6.1 高速轴传动轴的设计-176.2 低速轴传动轴的设计-217 滚动轴承的选择及其寿命计算7.1 高速轴轴承的计算-257.2 低速轴轴承的计算-268 键联接的选择和验算8.1 电动机与小带轮的键联接-288.2 大带轮与高速轴轴伸的键联接-288.3 低速轴轴伸与联轴器的键联接-298.4 大齿轮与低速轴的键联接-298.5 小齿轮与低速轴的键联接-309 联轴器的选择-3010 其他零部件的设计计算10.1 箱体-3110.2 检查孔及其盖板-3310.3 通气器-3310.4 轴承盖和密封装置-3310.5 轴承挡油盘-3410.6 定位销-3410.7 起箱螺钉-3410.8 油面指示器-3410.9 放油螺钉-3410.10 油杯-3510.11 起吊装置-3511 润滑与密封11.1 减速器齿轮传动润滑油的选择-3511.2 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择-3511.3 轴承密封装置的选择-3512 维护与注意事项-3613 设计小结-3614 参考资料-371、 设计任务书题目A：设计用于带式运输机的传动装置。数据：运输带工作压力F=1500N，运输带工作速度V=1.7m/s，卷筒直径D=280mm。工作条件：二班制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。使用期限：十年。大修期三年。生产批量：10台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮。动力来源：电力，三相交流（220/380V）。运输带速度允许误差：5%。设计工作量：1.减速器装配图1张。 2.零件图1张3张。 3.设计说明书1份。2、传动装置总体设计方案采用单级圆柱齿轮减速器计算及说明 结果3电动机的选择3.1 所需电动机的输出功率3.1.1 工作机的功率传动滚筒所需的有效功率3.1.2 传动装置的总效率传动装置的总效率确定各部分的效率如下：（1）联轴器的效率：=0.99 （2）一堆滚动滚子轴承的效率：=0.98 （3）闭式齿轮传动的效率：=0.98 （暂定齿轮精度为7级，稀油润滑） （4）V带传动的效率：=0.95 （5）传动滚筒的效率：=0.96传动总效率：3.1.3 所需电动机的输出功率所需电动机的功率按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。根据Y电动机功率，可选Y100L2-4型，或Y132M-8额定功率均为3KW，均满足要求3.2 选择电动机的转速3.2.1 计算传动滚筒的转速传动滚筒的工作转速3.2.2 选择电动机的转速现以同步转速为750r/min和1500r/min两种方案进行比较方案号电动机号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)电动机质量/kg总传动比1Y132M-837507108012.572Y100L2-43150014303412.57 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y100L2-4。3.3 选择电动机的型号选用Y100L2-4型三相异步电动机的数据和安装尺寸额定功率/KW3外伸轴直径D/mm28j6满载转速/(r/min)1430外伸轴长度E/mm60额定扭矩N/m2.2外伸轴键槽宽度F/mm8电动机中心距H/mm外伸轴键槽深度G-D/mm74 传动装置的运动和动力参数计算4.1.1 总传动比选定电动机的满载转速，总传动比4.1.2 各级传动比的分配选定V带的传动比，则减速器的传动比KW0.86722.94KW=76.42(r/min)Y112M-6型电动机Y100L2-4型电动机计算及说明结果4.2 各轴功率、转速和转矩的计算（1）0轴：电动机轴（2）1轴：减速器高速轴动力从0轴到1轴经历了V带传动和一对滚动轴承，估发生两次损耗（3）2轴：减速器低速轴动力从1轴到2轴经历了1轴上的一对滚动轴承和一对齿轮传动 （4）3轴传动滚筒轴 动力从2轴到3轴经历了2轴上一对滚动轴承和联轴器 计算及说明结果 运动和动力参数计算结果整理于表：轴序号功率P/KW转速n/(r/min)转矩T/(N.m)02.94143019.6312.73476.6654.9122.63115.81221.1632.55115.81211.29 传动形式与传动比汇总传动形式传动比效率联轴器10.97齿轮传动4.110.96V带传动30.955 传动零件的设计计算5.1 V带传动的设计已知：电动机的功率P=3KW，转速，减速器输入轴转速，允许误差5%，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，一班制。1、确定计算功率。由表5-4查得工作情况系数=1.1，故=P=1.13kW=3.3kW2、选择V带的带型。根据、由图5-9选用A型3、确定带轮的基准直径，并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径。由表5-3和表5-5，取小带轮的基准直径=95mmdmin=75。=3.3kW=95计算及说明结果2）验算带速v。按式（5-17）验算带的速度 =7.11m/s 因为5m/sv30m/s；故带速合适3）计算大带轮的基准直径，根据式（5-5）； =n1d1(1-)/n2=i0d1(1-) =395(1-0.02)=279.3mm 根据表5-7，圆整为=280mm4确定V带的中心距a和基准长度。1）根据式（5-2），初定中心距=500mm 262.5mm750mm初定=400mm2)由式（8-22）计算带所需的基准长度 由表5-2选带的基准长度3） 按式（5-22）计算实际中心距a 中心距的变化范围为 388mma452mmV=7.11=280a=410计算及说明结果5、根据式（8-7）验算小带轮上的包角 6、计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由=95mm和=1430r/min，查表根据=1430r/min，和A型带，查表查表5-6得，表5-7得，于是 2)计算V带的根数z 取3根7、计算单根V带的初拉力的最少值由表5-1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以由式（5-25）得 应使带的实际初拉力8、计算压轴力根据式（5-26）压轴力的最少值为=154z=3=135.65N=791.4计算及说明结果5.2 圆柱齿轮传动的设计计算(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。所设计齿轮传动属于闭式传动。通常小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为210HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为180HBS。齿轮精度初选8级由 sH=1.1得H1=Hlim1/ sH =560/1.1Mpa=509.1MpaH2= Hlim2/ sH =540/1.1Mpa=490.9Mpa由 SF=1.3F1=Flim1/ SF =180/1.3Mpa=138MpaF2=Flim2/ SF =170/1.3Mpa=131Mpa(2)按齿面接触强度进行设计设齿轮按8级精度制作，去载荷系数K=1.2,齿宽系数a=0.4T1=9.55106P/n1=9.551062.73/476.66 =5.46104 Nmm T1=9.55106P2/n2=2.16104 Nmm（3）按齿面接触疲劳强度设计准则 =136.62mm 取Z1=21，则Z2=u z1=4.1821=87.78,取Z2=88。故实际传动比 i= Z2/ Z1=8821=4.19 模数 mm查表5-1取m=3 mm确定中心距 a=163.5 mm齿宽 b=aa=0.4163.5=65.4取b2=66 mm ，b1=70 mm弯曲疲劳强度计算：查图5-26得 YF1=2.87,YF2=2.27,=1.2 =2T1YF1/(b*m2*Z1) =31.26 Mpa=YF2/ YF124.72 Mpa，故符合强度要求。齿轮的圆周速度V=d1n1/(60 1000)=3.14321484.75/60000=1.60 m/s故选用8精度是合适的（） 几何尺寸计算 中心距: a=163.5mm 模数: m=3mm 齿数： Z1=21 Z2=88 分度圆直径：d1=63mm d2=264mm齿顶圆直径：da1=3(21+2)=69mm da2=3(88+2)=270mm齿根圆直径：df1=3(212.5)=55.5mm df1=3(882.5)=256.5mm 齿宽：b1=70mm b2=66mm =21=88a=0.4=1.2计算及说明结果6 轴的设计计算6.1 高速轴传动轴的设计1.输出轴上的功率，转速和转矩2.求作用在齿轮上的力因为已知小齿轮的分度圆直径3.初步确定轴的最少直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，取。，圆整为22mm输出轴的最小直径显然是安装大带轮处4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图1计算及说明结果1).为了满足大带轮的轴向定位要求，1段左端需制出一轴肩，轴肩高度，故取故取2段的直径；右端用轴端挡圈定位，且大带轮与轴配合，所以1段得长度 2).第3段的直径，初步选择滚动轴承.按照工作要求并根据，查手册选取深沟球轴承6006，其尺寸为，故第三段的直径改为d3=30mm,d7=30mm，L7=13mm。而为轴向定位左边的轴承，取d6=34mm, L6=5mm 。3).取安装齿轮处的轴的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=68。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取L5=5mm。4).轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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右端面间的距离，故L2=53。5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。22mm80mm25mm53mm30mm35mm35mm68mm40mm5mm34mm5mm30mm13mm由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=113mm计算及说明结果 按弯矩复合强度计算求齿轮分度圆直径：已知d1=63mm求转矩：求圆周力：Ft=2T1/d1= 108200/63=1717.46N求径向力FrFr=Fttan=1717.46tan200=625.11N因为该轴两轴承对称，所以：LA=50.5mm LB=62.5mm (1)绘制轴受力简图（如图a） (2）绘制垂直面弯矩图（如图b） 轴承支反力： FAY=FBY=625.11/2=312.55N FAZ=FBZ=Ft/2=858.73N 截面C在垂直面弯矩为 MC1=FAy LA =312.5550.5=15783.76Nmm MC2=FBy LB =312.5562.5=19534.38Nmm 取最大的值MC2= 19534.38Nmm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为： MC1=FAZ LA =858.7350.5=43365.87Nmm MC2=FBZ LB =858.7362.5=53670.63Nmm 取最大的值MC2= 53670.63Nmm (4)绘制合弯矩图（如图d） MC=(19534.382+53670.632)0.5=53570.63N.mm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T1=9.55106P/n1=9.551062.73/476.66 =5.46104 Nmm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩： (7)校核危险截面C的强度由式 该轴强度足够。计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力FFAY=FBY=Fr/2=312.55NFAZ=FBZ=Ft/2=858.73N 弯矩MMC2= 53670.63NmmMC2= 19534.38Nmm总弯矩扭矩T6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 之前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。计算及说明结果6.2低速轴的计算1.输出轴上的功率，转速和转矩2.求作用在齿轮上的力因为已知小齿轮的分度圆直径3.初步确定轴的最少直径，选用45#调质，硬度217255HBS，取。，圆整为33mm4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案图3计算及说明结果1).输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查手册，选用GYH5的Y型凸缘联轴器。所以d1=35mm ，L1=82mm。1段左端需制出一轴肩，轴肩高度，故取故取2段的直径；2).第3段的直径，初步选择滚动轴承.按照工作要求并根据，查手册选取深沟球轴承6009，其尺寸为，故第三段的直径改为d3=45mm,d7=45mm，L7=16mm。而为轴向定位左边的轴承，取d6=50mm, L6=5mm 。3).取安装齿轮处的轴的直径；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为66mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=65mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取L5=5mm。4).轴承端盖的总宽度为35mm (由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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右端面间的距离，故L2=53。5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度，则至此，已初步确定了轴的各段和长度。35mm82mm40mm53mm45mm38mm50mm65mm57mm8mm50mm5mm45mm16mm由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=116m计算及说明结果按弯矩复合强度计算求齿轮分度圆直径：已知d2=264mm求转矩：求圆周力：Ft=2T2/d2= 43200/264=163N求径向力FrFr=Fttan=163tan200=59N因为该轴两轴承对称，所以：LA=54mm LB=62mm(1)轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=29.5NFAZ=FBZ=Ft/2=81.5N截面C在垂直面弯矩为MC1=FAy LA =29.554=1593NmmMC2=FBy LB =29.562=1829Nmm取最大的值MC2= 1829Nmm(2) 截面C在水平面上弯矩为：MC1=FAZ LA =81.554=4401NmmMC2=FBZ LB =81.562=5053Nmm取最大的值MC2= 5053Nmm (3) MC=(18292+50532)0.5=5053N.mm (4) 转矩：T2=9.55106P/n=9.551062.63/115.81 =2.16105 Nmm(5)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩： (7)校核危险截面C的强度由式 该轴强度足够计算及说明结果从轴的结构图以及弯矩图和扭转图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出截面C出的、及的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力FFAY=FBY=29.5NFAZ=FBZ=81.5N弯矩MMC2= 5053NmmMC2=1829Nmm总弯矩MC=5053N.mm扭矩TT2=2.16105 Nmm6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 之前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。计算及说明结果7 滚动轴承的选择及其寿命计算根据条件，轴承预计寿命Lh=836516=46720小时1.输入轴的轴承设计计算（1） 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=947.63N（2）查课本表P112，选择6006轴承 ，基本额定载荷Cr=12.3 KN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）因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=917.86N（2） 查课本表P112，选择6009轴承，基本额定载荷Cr=21KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格计算及说明结果8 键联接的选择和验算输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=22mm,L1=80mm查书P204得，选用A型平键，得：键 650 GB1096-2003 T=5.61104 Nmm h=6mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=45.61104 /（226（506） =38.64Mpa R (100Mpa)所以符合要求。2、输入轴与齿轮1联接用平键联接轴径d3=35mm L3=68mm T=5.61104 Nmm查书P204 选用A型平键键1050 GB1096-2003L=50mm h=8mmp=4T/（dhl）=45.61104 /（358（5010）=20.54Mpa p (100Mpa)所以符合要求。3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d4=50mm L4=65mm T=2.23105 N.mm查书P204 选用A型平键键1450 GB1096-2003L=50mm h=9mmp=4T/（dhl）=42.23105/（509（5014）=55.06Mpa p (100Mpa)所以符合要求。4、输出轴与联轴器联接采用平键联接轴径d1=35mm L1=82mm T=2.23105 N.mm查书P204选A型平键 GB1096-2003键1050 GB1096-2003L=50mm h=8mm p=4 T/（dhl）=42.23105 /（358（5010） =79.64Mpa p (100Mpa)所以符合要求。 所以所选的键符合强度要求键的标记为：键 GB/T 1096-2003计算及说明结果10 其他零部件的设计计算10.1 箱体箱体由灰铸铁铸造而成，其结构设计如下表所示：名称符号数值下箱体壁厚8上箱体壁厚8下箱座剖面处凸缘厚度12上箱座剖面处凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联结螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径12联轴器螺栓d2的间距L160地脚螺栓数目4轴承端盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径8定位销直径8，, 至外机壁距离26, 22, 18， 至凸缘边缘距离24, 16承旁凸台半径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60，44大齿轮顶圆与内机壁距离118齿轮端面与内机壁距离215机盖、机座肋厚，8， 8轴承端盖外径90,98轴承旁联接螺栓距离尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般=计算及说明结果10.2 检查孔及其盖板 为了检查传动零件的啮合情况、接触斑点、侧隙，并向箱体内注入润滑油，应在箱体的上箱顶盖能够直接观察到齿轮啮合部分的位置设置检查孔。平时，检查孔的盖板用螺钉固定在箱盖上。检查孔的大小应允许将手伸入箱内，以便检查齿轮啮合的情况。10.3 通气器 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增大，为使箱内受热膨胀的空气能自由地排出，以保证箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面和轴伸或者其他缝隙渗漏，在箱体顶部装设通气器。通气器是具有垂直相通气孔的通气螺塞。通气螺塞旋紧在检查孔盖板的螺孔中。这种通气器结构有滤网，用于工作环境多尘的场合，防尘效果较好。选M12*1.2510.4 轴承盖和密封装置 为了固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺钉固定在箱体上。在轴伸处的轴承盖是透盖，透盖中装有密封装置。凸缘式轴承盖的优点是拆装、调整轴承比较方便。计算及说明结果10.5 轴承挡油盘 为了防止箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内的一侧安装挡油盘。10.6 定位销 为了精确地加工轴承座孔，并保证每次拆装后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度，应在精加工轴承座前，在上箱盖和下箱座的联接凸缘上装配定位销。两个定位圆锥销安置在箱体纵向两侧联结凸缘上，并呈非对称布置以加强定位效果。销 GB/T117-2000 A10*6010.7 起箱螺钉 为了加强密封效果，通常在装配时于箱体剖面上涂以水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密使分开困难。为此在箱盖联结凸缘的适当位置，加工出12个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉。旋动启箱螺钉便可将上箱盖顶起。螺钉 GB/T86-1988 M10*3010.8 油面指示器 为了检查减速器内油池油面的高度，以便经常保证油池内有适当的油量，一般在箱体便于观察、油面较稳定的部位，装设油面指示器油标尺。油标 A80 JB/T7941.3-199510.9 放油螺钉 换油时，为了排出污油和清洗剂，应在箱体底部、油池的最低位置处开设放油孔，平时放油孔用带有细牙螺纹的螺塞堵住。放油螺塞和箱体结合面间应加防漏用的垫圈。六角螺塞 M20（JB/ZQ4450-1986）计算及说明结果10.10 油杯 滚动轴承采用润滑脂润滑时，应经常补充润滑脂。因此箱盖轴承座上应加上油杯，供润滑脂用。油杯 M10*1 JB/T7490.1-199510.11 起吊装置当减速器的质量超过25kg时，为了便于搬运，常需在箱体上设置起吊装置。在上箱盖设有两个吊耳，下箱座铸出四个吊钩。11 润滑与密封11.1 减速器齿轮传动润滑油的选择 因为高速轴浸于油中的齿轮圆周速度，轴承采用脂润滑。润滑脂的填充量为轴承空间的1/21/3，每隔半年左右补充更换一次。为了防止箱内润滑油溅入轴承室润滑脂稀释，在轴承面向箱内的一侧安装挡油盘。11.2 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择 箱体内齿轮采用浸油润滑。齿轮的滑动速度 1V12m/s,选则100号机械油（GB 5903-1995），装至规定高度.使中间级大齿轮浸油深度不小于10mm，低速级大齿轮浸油深度不大于其半径的1/5=29.5mm油的深度为11.3 轴承密封装置的选择 为了防止外界的灰尘、水汽、杂质进入轴承并防止轴承内润滑油外泄，应在外伸轴轴端轴承盖孔内设置毡圈油封。 毡圈 40 FZ/T92010-1991 毡圈 60 FZ/T92010-1991