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机械设计方案课程设计方案变速箱设计方案说明书

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2020年4月19日
文档仅供参考
1、设计任务书…………….………………………………2
2、传动方案拟定…………….………………………………4
3、电动机的选择…………………………………………….4
4、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…….……6
5、齿轮传动的设计…………………………………………..7
6、传动装置的运动和动力设计…………………………….11
7、传动轴的设计………………………….………………….12
8、滚动轴承的设计……………………………………………19
9、键连接的设计………………………………………………21
10、联轴器的设计……………………………………………23
11、箱体的设计………..…………………….………………….24
12、润滑和密封的设计………………………………………26
13、设计小结……………………………………………….....27
14、参考资料目录………………………………………………28

设计题目：闭式直齿圆柱齿轮减速器

一， 设计题目<设计带式输送机传动装置）

1——V带传动；2——电动机；3——圆柱齿轮减速器；4——联轴器
5——输送带； 6——滚筒
原始数据：
原始数据
题号
题号1第42
运输带拉力F

47号, 46号, 3号
注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍，传送带速度允许误差为±5%。
设计工作量：
1. 设计说明书一份；
2. 减速器装配图1张
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，选择电动机功率。
工作机所需要的电动机输出功率为：Pd=Pw／η。
滚筒的工作效率为0.96. Pw=Fv／1000ηw ，以Pd= Fv／1000ηwη。
由电动机至工作机之间的总效率<包括工作机效率）为
ηwη=η1×2η×2η×2η3×η3×η4×η5×η6
式中：η1、η2、η3、4η、η5、η6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。取η1=0.96、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.97、η5=0.98、η6=0.96，则
ηwη=0.96×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97×0.97×0.98×0.96=0.80
因此Pd= Fv／1000ηwη=4.04Kw。
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/<π·D）
=(60×1000×1.6> /<４00×π）
　　　　　 =76.4 r/min
根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比
I1’=２～４ ，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝６～２0。
故电动机转速的可选范为
N’d =I’a×n卷筒
　　　　　 =(16～20>×76.4
=458.4～1528 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min。
确定电动机功率的原则是电动机的额定功率Ped稍大于Pd。
本题的Pd=4.04Kw。
根据容量和转速，由相关手册查出一适用的电动机型号：<如下表）
方

案
电 动
机 型
号

额定功 率
电动机转速
(r/min>
传动装置传动比

同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
12.56
3
4.188
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，可见方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高
H
外形尺寸
Lx(AC/2+AD>×HD
底角安装尺寸 A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
515×345×315
216×178
12
38×80
10×41

三、各轴运动参数和动力参数的计算
计算步骤
设计计算与内容

设计结果
1>0轴<电动机轴）

P0=4.04KW n0=960r/min
T0=9550P0/n0=9550×4.04/960=40.189N.m
P1=P0×η1 =4.04×0.96=3.8784KW
n1=n0/i1=960/3=320/min

P0=4.04KW
n0=960r/min
T0 =40.189N.m
P1=3.8784KW
n1=320r/min

2）1轴<高速轴）

T1=9550P1/n1=9550×3.8784/320=115.74N.m
P2=P1×η22×η3×η4
=3.8784×0.982×0.97×0.97=35046KW

T1=115.74N.m
P2=3.5046KW
3）2轴<低速轴）

n2=n1/i2=320/4.188=76.4r/min
T2=9550P2/n2=9550×3.5046/76.4=438.075N.m

n2=76.4r/mi
T2=438.075N.m
4）3轴<滚筒轴）

PW=P2×η5×η6=3.5046×0.98×0.96=3.297KW
nw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=9550×3.297/76.4=412.125N.m
PW=3.297K
nw=76.4r/min
TW=412.125N.m
结果汇总
参 数
轴 号
功P(KW>
0轴
1轴
2轴
W轴
转速n(r/min>
4.04
320
76.4
76.4
转矩T 选择齿轮材料及精度等级。
小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um
2、 按齿面接触疲劳强度设计。
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式Pag186(10.22>求出d1值，确定有关参数与系数。
1） 转矩T1 、T1=9.55×106p/n=9.55×106×4.04/320=115746 N.mm
2） 载荷系数K、查表10.11取K=1.1
3） 齿轮Z1和齿宽系数ψ。
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4.188×25=1047。故取Z2=105因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20取ψd=1。
4） 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的
σHlim1=580MPa，σHlim2=550Mpa，由表10.10MPa，【σH】2=ZNT2σHlim2/SH=572.4 MPa
故d1≥76..43×【<1.1×115746×5.2）/<1×4.2×513×513）】1/3=64.4272mm、m=d1/z1=64.633/25=2.57709mm，由表10.3178.75mm.
按齿根弯曲疲劳强度校核
由式<10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：
<1）齿形系数YF
查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18
<2）应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80
由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3
由图10.26查得YNT1=1、YNT2=1
由式<10.14）可得[σF1]=162MPa，[σF2]=146MPa
故σF1=2kT 1/(b 1m2z 1>YFYS=2×1.1×115746×2.65×1.59×1000/(69×2.752×25>=82＜[σF1]=162MPa、
σF2=82×2.18×1.8/(2.65×1.59>=76.3659＜[σF2]=146MPa齿轮
齿轮弯曲强度校核合格。
<3）验算齿轮的圆周速度v
V 1=π68.75×320/(60×1000>=1.1519m/s。
V2 =π275×76.4/(60×1000>=1.155m/s。
由表10.22可知，选8级精度是合适的。
nw=960/3/<105×25）=76.19r/min
γ2=(76.4-76.19>/76.19=0.275%<5%，输送带允许带速误差为±5%合格。
数据汇总
名称
小齿轮
大齿轮
分度圆直径d
68.75
288.75
齿顶高
2.75
2.75
齿根高
8.25
8.25
齿全高h

6.1875
6.1875
齿顶圆直径
74.25
294.25
齿根圆直径
61.875
281.875
基圆直径
64.6038
271.33624
中心距a
178.75
传动比i
4.188
齿宽
75
70

六、传动装置的运动和动力设计
已知电动机额定功率P=4.04Kw，转速n=960r/min，从动轴<高速轴）n1=320r/min，每天工作24h，由表8.21知Ka=1.2
（1） Pc=Ka×P=1.2×4.04=4.848KW
（2） 选取带型号。
Pc=4.848KW,n1=960r/min。由图8.21选取普通V带型号
（3） 确定带轮直径d1，d2。
按表8.3选取标准值d1=106mm，d2=315mm。
误差<323.047-320）/320=0.00952，在±5%内为允许值。
验算带速
V=πd1n1/60000=5.328m/s，带速在5—25m/s范围内
（4） 确定带的基准直径长度Ld，和实际中心距a
0.72）/4a0=1879.505mm
a≈a0+带轮直径d1=106mm，大带轮直径d2=315mm，轴上压力Fq=1468.2389N
七，齿轮轴的设计
1.1轴，高速轴的设计
(1> 确定输入轴上各部位的尺寸<如图）

1..选择轴的材料，确定许用应力。
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查书1(见备注>273页表14.2得强度极限σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。
2. 按钮转强度估算轴径。
根据书265页表14.1得C=107～118.又由式<14.2）得d≥
(3>确定轴各段直径和长度
从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴经过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=合P7/h6）
右起第四段，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D4=Φ48mm，长度取L4= 10mm
右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=74.25 径为Φ68.75mm轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ74.25mm，长度为L5=70mm
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=48mmL6=10mm，用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）
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=68.75mm
作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55×106·P/n=115746N·mm
求圆周力：Ft, Ft=2T2/d2=2×115746/68.75=3367.1563N
求径向力Fr, Fr=Ft·tanα=3367.1563×tan200=1254.1006N
Ft，Fr的方向如下图所示
FHA=FHB=Ft/2=3367.1563/2=1683.578N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为: MHC1=1683.578×57.5=96805.7436N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：MHC2=1683.578×20=3367.156 N·mm
<3）、作垂直平面内的弯矩图:支点反力。

FVA=650.8787、FVB=603.2218
Ⅰ-Ⅰ截面左侧的弯矩为：Mvi左=34685.2535 N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面右侧的弯矩为：Mvi右=13017.574 N·mm
做合成弯矩图：
Ⅰ-Ⅰ截面：Mi左=90378.56、Mi右=34848.307
（5） 求当量弯矩，修正系数a=0.6
Ⅰ-Ⅰ截面：Mei=77700.5 N·mm，Ⅱ-Ⅱ截面：Meii=70576.817 N·mm
由图14.21能够看出截面Ⅰ-Ⅰ，Ⅱ-Ⅱ所受弯矩相同，但弯矩Mei＞Meii，且轴上还有键槽，但由于轴径d4＞d3，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
Ⅰ-Ⅰ截面：σeⅠ= MDⅠ/W=2.3911mpa
Ⅱ-Ⅱ截面：σeⅡ= MDⅡ/W=11.027mpa
查教材272页表14.2得【σ-1b】=60MPa，满足σe≤【σ-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。受力图如下

3、 输出轴的设计计算。
确定轴上零件的定位和固定方式<如图）

(2>按扭转强度估算轴的直径
由前面计算得，传动功率P2=3.5046kw, n2=76.4r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度217~255HBS
根据课本<14.2）式，并查表14.1，得d≥<38.3~42.24）
(3>确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴经过键联接，则轴应该增加5%，取Φ<40.215~44.352），根据计算转矩T=9.55×106·P/n=438075 N·mm，Tc=RA×T=1.3×438075=569497.5 N·mm，查标准GB/T 5014— ，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm
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=74mm
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6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32
右起第四段，该段装有齿轮，而且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=65mm
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=11.5mm
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=18mm
(4> 按弯扭合成强度校核轴径
按设计结果画出轴的结构草图<图a）
1） 画出轴的受力图<图b）
作水平面内的弯矩图<图c支点反力为）
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为MHI= .3×97/2=97160N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为MHII= .3×23=46076N·mm
2） 作垂直面内的弯矩图<图d）支点反力为
FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145
Ⅰ—Ⅰ截面处的弯矩为
MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm
Ⅱ—Ⅱ截面处的弯矩为
MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm
4>合成弯矩图<图e）
MI=<35363.52+971602）1/2=103396 N·mm

MII=<16770.32+460762）1/2=49033 N·mm
1） 求转矩图<图f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×3.504/76.4=438000 N·mm
求当量弯矩
2） 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数α为0.6
Ⅰ—Ⅰ截面: MeI=( 609252+(0.6×4380002）1/2=308156.9 N·mm

Ⅱ—Ⅱ截面：MeII=( 490332+(0.6×4380002）1/2=267335.13 N·mm
8>确定危险截面及校核强度
由图能够看出，截面Ⅰ—Ⅰ可能是危险截面。但轴径d3> d2，故也应对截面Ⅱ—Ⅱ进行校核。
Ⅰ—Ⅰ截面：σeI=MeI/W=322200/(0.1×603>=14.9Mpa

Ⅱ—Ⅱ截面：σeII=MeII/W=3 1/(0.1×553>=19.2Mpa

查表得［σ-1b］=60Mpa,满足σe≤［σ-1b］的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。
其受力图如下

八．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
Lh=5×365×24=43800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，因此P=Fr=1254N
P=fp Fr=1.1×1254=1379.4n
<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P154页，选择6208 轴承 Cr=29.5KN
由课本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
其草图如下：

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，因此P=Fr=1458.29N
<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P154页，选择6011轴承 Cr=30.2KN
由课本式11-3有

∴预期寿命足够
∴此轴承合格
九、键的设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
一、   联轴器的键

1、        选择键的型号

2、        写出键的型号
二、   齿轮键的选择
1、     选择键的型号

2、写出键的型号

3、输入端与带轮键
选择C型键
由轴径d1=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36～160mm。
L=54mm≤<1.6～1.8）d=72～81mm
l1=L-0.5b=54-7=47mm
由式14.7得
σjy1=4T/(dhl1>
=4×525.87×1000/<45×9×47）=110.47MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得>
选键为C14×70GB/T1096-1979
选择A型键
轴径d4=60mm，为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。但强度不够。查表14.8得键宽b=18mm， h=11mm，L=50～200mm,取L=56mm
l2=L-18=56-18=38mm
σjy2=4T/(dhl2>
=4×525.87×1000/<45×11×38）
=111.79MPa＜【σjy】=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得>
取键A18×80GB/T1096-1979
选轴径d4=30mm，查表14.8取键10×8。即
b=10，h=8，L=50
l2=L-10=60-10=50mm
σjy2=4T/(dhl2>
=4×138.95×1000/<30×8×50）
=46.317＜【σjy】

选择C型键
b=14mm
h=9mm
L=54mm

型号：C14×70GB/T1096-1979

选择A型键
b=18mm
h=11mm
L=56mm
型号：A18×80GB/T1096-1979

十、联轴器的选择
设计步骤

设计计算与内容
设计结果
一、   计算联轴器的转矩
二、   确定联轴器的型号

定距环
由表16.1查得工作情况系数K=1.3
由式16.1得
主动端 TC1=KT2
=1.3×525.87=683.63N·m

从动端
TC2=KTW
=1.3×495Ｎ·ｍ
=643.5N·m＜Tm=1250N·m<附表９.４）
由前面可知：
d≥C=40.23～44.37mm
又因为d=C<1+0.05）
=<40.23～44.37）<1+0.05）
=42.24～46.59mm
n2=76.４r/min＜〔n〕=4000r/min
由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器
HL4GB5014-２００３。
由其结构取 L=11.5 d=55 D=64

TC1=683.63N·m

TC2=643.5N·m

标记为：
HL4GB5014-２００３
十一、减速器箱体设计
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
轴中心距
箱体壁厚
箱盖壁厚
机座凸缘厚度
机盖凸缘厚度
机盖底凸缘厚度
地脚螺栓直径
地脚螺钉数目
轴承旁联结螺栓直径
盖与座连接螺栓直径
联结螺栓d2的间距
轴承端盖的螺钉直径d3
窥视孔盖螺钉直径d4
定位销直径
起盖螺钉dq
d2至外壁距离d1至外壁距离
df至外壁距离
df至凸缘距离
d1至凸缘距离
d2至凸缘距离
座端面与内箱壁距离
机盖机座力厚
轴承端盖外径
大轴

小轴

轴承旁连接螺栓距离
a=162.5mm
δ1=0.02a+1mm=5.0625mm≥8mm
δ1=0.02a+1=5.0625≥8mm
b=1.5 ×δ=12mm b1=1.5δ1=12mm
b2=2.5δ=2.5×8=20mm
df=0.036a+12
=17.9mm取整偶数20mm
a≤250，n=4

d1=0.75df=15mm查表3-3取16mm
d2=<0.5～0.6）df
=10～12mm 取d2=12mm
l=150～200mm
由表3-17得：d3=<0.4～0.5）df
=8～10mm
d4=<0.3～0.4）df=6～8mm

d=<0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm
d=<0.3～0.4）d2=8.4～9.6mm
dq=10
C1=24mm
C1=19mm
C1=27mm
C2=25
C2=24.8
C2=28
△1＞1.2δ△1=10mm
△2＞δ△2=9mm
m1≈0.85δ1 m≈0.85δ
=6.8mm≈7mm =6.8mm≈7mm
D2=D+(5～5.5>d3
=90+<5～5.5）×8
=140～145mm
D2=D+(5～5.5>d3
=80+<5～5.5）×8
=130～135mmS=D2
尽量靠近，以Md1和Md2不干涉为准一般取S=D2

a=162.5mm
δ1=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b2=20mm
df=20mm

n=4

d1=16mm

d2=12mm
l=150～200mm
d3=10mm

d4=8mm

 d=10
dq=10
C1=24mm
C1=19mm
 C1=27mm
C2=25
C2=24.8
C2=28
△1=10mm
△2=9mm
m1=7mm
m=7mm

D2=140mm
S=D2
D2=130mm
S=D2

取153.75
十二、减速器的润滑、密封
设计步骤
设计计算与内容
设计结果
一、齿轮的润滑1选择润滑方式

<2）  确定油深
二、   轴承润滑

三、密封

对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度V=1.76m/s<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，这样就能够决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
由查参考书2图10.52可知齿轮侵油深度为10mm；而由箱体与大齿轮的间距为36mm,可得：
油总深度为46mm
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，因此选用润滑脂润滑。这样不但密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则能够选用毛毡密封。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，毛毡又能够将润滑油自行刮下重复自行润滑。

V=1.76m/s

油总深度为46mm。

轴承润滑：
 润滑脂润滑

采用毡圈密封。

十三、设计小结

(1> 经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它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。最明显的变化是我的CAD绘图水平技术有了突飞猛进的进步。在这过程中不断地遇到各种问题，经过自己的努力和请教同学这些问题都一一解决。到图纸被打印出来时那份久违的喜悦与成就感重新来临。

 十四、参考资料

书名
主编
1、《机械设计基础<第三版）》
2、《机械设计基础课程设计指导书》
陈立德
陈立德