机械基础课程设计一级圆柱齿轮减速器完美版图文Word格式文档下载.docx
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3.联轴器的选择（18
七、齿轮的结构设计（19
八、减速器的润滑与密封（20
1.润滑的选择与确定（20
2.密封的选择与确定（20
九、箱体主要结构尺寸计算（21
十、减速器附件的选择与设计（22
总结（23
绪论
本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识,并运用《AUTOCAD》软件进行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。
通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。
主要体现在如下几个方面:
（1培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。
（2通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。
（3另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。
（4加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。
一、初步设计
1.设计任务书
设计课题:
带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。
设计说明:
1运输机连续单向运转,工作负荷平稳,空载起动。
2运输机滚筒效率为0.96,滚动轴承（一对效率η=0.98-0.99。
3工作寿命10年,每年300个工作日,每日工作16小时（大修期3年。
4电力驱动,三相交流电,电压380/220V
5运输容许速度误差为5%。
2.原始数据
3.传动系统方案的拟定
1
（一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图
二、电动机的选择
按照工作要求和条件,选用三相鼠笼异步电动机,Y系列,额定电压380V。
1.电动机的容量选择
电动机所需的工作功率为
kWPPawdη=
工作机所需工作功率为kWFvPw1000
=
因此kWFvPa
dη1000=
由电动机至运输带的传动总效率为543321ηηηηηη⋅⋅⋅⋅=a
式中:
54321ηηηηη、、、、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取96.01=η,98.02=η（滚子轴承,97.03=η（齿轮精度8级,不包括轴承效率,99.04=η（齿轮联轴器,96.05=η,则
83.096.099.097.098.096.03=⨯⨯⨯⨯=aη
所以kWFvPad5.483
.0100000.218501000=⨯⨯==η2.确定电动机转速
滚筒轴工作转速为
min/39.76500
00.2100060100060rDvn=⨯⨯⨯=⨯=ππ取V带传动的传动比4~2'
1=i,一级圆柱齿轮减速器传动比6~3'
2=i,则总传动比合理范
围为24~6'
=ai,故电动机转速的可选范围为
min/36.1833~34.45839.7624~6（'
'
rninad=⨯=⋅=3.电动机型号的选定
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号,因此有三种传动比方案,如下表一:
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、传动比,可见第2方案比较适合。
因此选定电动机型号为Y132M2-6,其主要性能如下表二:
表二:
电动机主要外形和安装尺寸列于下表:
（mm
三、计算传动装置的运动和动力参数
由电动机的型号Y132M2-6,满载转速
960rnm=1.计算总传动比
总传动比
57.1239
.76960===
nnima2.合理分配各级传动比
由式
iiia⋅=0
式中ii、0分别为带传动和减速器（齿轮的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取8.20=i,则减速器传动比为:
49.48
.257.120===
iiia3.各轴转速、输入功率、输入转矩的计算
各轴转速
Ⅰ轴min/86.3428
.29600rinnm===
ⅠⅡ轴min/36.768
.249.4960101riininnm=⨯=⋅==
ⅠⅡ滚筒轴min/36.76rnn==ⅡⅢ
各轴输入功率
Ⅰ轴kWPPPdd32.496.05.4101=⨯=⋅=⋅=ηηⅠ
Ⅱ轴WPPPk11
.497.098.032.43212=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηηⅠⅠⅡ滚筒轴kWPPP99.399.098.011.44224=⨯⨯=⋅⋅=⋅=ηηηⅡⅡⅢ
（
.98.0~为输入功率乘轴承效率Ⅲ轴的输出功率则分别Ⅰ各轴输入转矩
电动机输出转矩
mNnPTmdd⋅=⨯==77.44960
5.495509550
Ⅰ轴mNiTiTTd⋅=⨯⨯=⋅⋅=⋅⋅=34.120
96.08.277.4410010dηηⅠⅡ轴mNiTiTT⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=⋅⋅=63.51397.098.049.434.120321121ηηηⅠⅠⅡ滚筒轴
m32.49899.098.063.51342⋅=⨯⨯=⋅⋅=NTTηηⅡⅢ
（.98.0~承效率为各轴的输入转矩乘轴Ⅲ轴的输出转矩则分别
Ⅰ
运动和动力参数设计结果整理于下表:
四、传动件设计计算
1.带传动设计（普通V带
8.2min,/960,5.41===irnkWP;
工作寿命10年,每年300个工作日,每日工作16小时;
单向运转,工作负荷平稳,空载起动。
确定计算功率cP
由教材P218,表13-8查得工作情况系数2.1=AK,则
kWPKPAc4.55.42.1=⨯==
选择V带型号
根据kWPc4.5=,min/9601rn=,由教材P219,图13-15选取A型。
确定带轮基准直径21dd、
由教材P214,表13-3,A型V带带轮最小直径mmd75min=,又根据图13-15中A型带推荐1d的范围及下表三,取mmd1401=,从动轮基准直径mmidd3921408.212=⨯==,由表三,基准直径系列取mmd4002=。
传动比86.2140
4001221===ddnni
传动比误差为%5%1.2%1008
.28
.286.2<
=⨯-,故允许。
表三:
普通V带带轮基准直径系列（摘自GB13575.1—92
验算带的速度
smndv/04.71000
60960
1401000
601
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
带速在sm/25~5范围内,合适。
确定中心距a和V带基准长度dL由
（2（7.021021ddadd+≤≤+
得
1080400140（2400140（7.03780=+⨯≤≤+⨯=a
则初取中心距mma4200=初算V带的基准长度
2
1221004（（22addddaL-+++=π
mm97.1764460
4140400（400140（242022
=⨯-+++⨯=π
查教材P212,表13-2,对A型带选用mmLd1800
再计算实际中心距
mmLLaad52.4372
97
.17641800420200=-+=-+
≈,取mma460=验算小带轮上包角1α
︒>
︒=︒⨯--︒=︒⨯--
︒=12061.1473.57460
1404001803.57180121addα合适。
确定V带根数
由min/96014011rnmmd==,,查教材P214,表13-3,A型单根V带所能传递的基本额定功率kWP42.10=,;
查教材P217,表13-6,功率增量kWP36.00=∆;
查表13-7,包角修正系数91.0=αK;
查13-2,带长修正系数01.1=LK
[]（（3.301
.191.036.042.14.5000=⨯⨯+=∆+==
LccKKPPPPPzα取4=z根确定初拉力0F
由表13-1,得mkgq/1.0=
NqvKzv
PFc13.18564.61.0191.05.264.644.550015.2500220=⨯+⎪⎭⎫⎝⎛-⨯⨯⨯=+⎪⎪⎭
⎫⎝⎛-=
α确定作用在轴上的压轴力QF
NzFFQ23.14222
61.147sin
13.185422
sin
21
0=︒
⨯⨯⨯==α带轮结构和尺寸
由Y132M2-6电动机知,其轴伸直径d=38mm,长度L=80mm。
故小带轮轴孔直径
mmd380=,毂长应小于80mm。
由机械设计手册,表14.1-24查得,小带轮结构为实心轮。
大带轮直径mmmmd3504002>
=,选用轮辐式
2.齿轮传动设计
选择齿轮材料及确定许用应力
小齿轮选用45号钢（调质,齿面硬度为HBS286~197;
MPaH5801lim=σ,MPaFE450=σ（表11-1。
大齿轮选用45号钢（正火,齿面硬度为HBS217~156,
MPaH3752lim=σ,MPaFE320=σ（表11-1
由教材P171,表11-5,取0.1=HS,25.1=FS
[]MPaSHHH5800
.15801
lim1===σσ[]MPaSHHH3750.13752
lim2==
=σσ[]MPaSFFEF36025
.14501
1===σσ[]MPaSF
FEF25625.13202
2==
=σσ按齿面接触疲劳强度设计查教材P169,表11-3,取载荷系数1.1=K;
查教材P175,表11-6,宽度系数0.1=dφ。
小齿轮上的转矩
mm1028.10
.32023.41055.91055.956161⋅⨯=⨯⨯=⨯⨯=NnPTⅠ查教材P171,表11-4,取0.162=EZ
小齿轮分度圆直径
[]mmZZuuKTdHHEd369.575805.21628.218.20.11028.11.121232
53211
1=⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫⎝⎛+⨯≥σφ齿数取261=z,则1172649.42≈⨯=z。
故实际传动比5.426117==
i（误差为0.2%<
5%模数mmzdm5.226
369.5711===齿宽mmdbd37.5737.570.11=⨯==φ,取mmb602=,mmb651=
查教材P57,表4-1
取mmm5.2=实际mmmzd655.22611=⨯=⨯=,mmmzd5.2925.211722=⨯=⨯=中心距mmdda1792
5.29265221=+=+=验算轮齿弯曲强度
齿形系数75.21=FaY（图11-8,58.11=SaY（图11-9
25.22=FaY,82.12=SaY
[]MPaMPazbmYYKTFSaFaF25625426
5.237.5725.275.21028.15.122125121111=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσ[]MPaMPaYYYYFSaFaSaFaFF36023958
.175.282.125.22542112212=≤=⨯⨯⨯==σσσ,安全。
齿轮的圆周速度
smndv/17.16000086.3426514.31000601
1=⨯⨯=⨯=π对照教材P168,表11-2可知选用9级精度是合宜的。
齿顶高
mmmhhaa5.25.20.1*=⨯==齿根高
（（mmmchhaf125.35.225.00.1**=⨯+=+=小齿轮齿顶圆直径
mmhddaa705.2265211=⨯+=+=齿根圆直径mmhddff75.58211=-=
大齿轮齿顶圆直径
mmhddaa5.2975.225.292222=⨯+=+=齿根圆直径mmhddff5.287222=-=
五、轴的设计与校核
1.输入轴最小直径的设计和作用力计算
按扭转强度初步设计轴的最小直径
选择45号钢,调质处理,255~217HBS
MPaMPaMPaSB300,360,6501===-σσσ（教材P241,表14-1
查教材P245,表14-2,取110=c
Ⅰ轴mmnPcd60.2586.34232.411033
=⨯=≥ⅠⅠⅠ考虑键槽
mmd88.2605.160.25=⨯=Ⅰ选取标准直径
mmd30=Ⅰ（mmd301=即
以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。
轴的结构设计,轴上零件的定位、固定和装配
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采用过渡配合固定。
求齿轮上作用力的大小、方向
小齿轮分度圆直径:
mmd651=作用在齿轮上的转矩为:
mNT⋅=34.120Ⅰ圆周力:
NdTFt8.370265
34.120200020001=⨯==Ⅰ径向力:
NFFtr7.134720tan8.3702tan=︒⨯==α
2.输入轴的结构设计与校核
为了满足大带轮的轴向定位要求,如上图,A-B轴段右端制出一轴肩,故取B-C段直径mmdCB35=-;
左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径mmD40=.
初步选择滚动轴承
因轴转速较高,且只承受径向载荷,故选取深沟轴承。
据《机械设计课程设计》定出滚动轴
承型号6208。
其尺寸为mmmmmmBDd188040⨯⨯=⨯⨯。
故取mmddHGDC40==--,
而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环,取油环宽度为15mm,又轴应比轴承与甩油环长度之和稍短（轴不露头,故mmLLHGDC30==--。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,由dh1.0~07.0（=取mmh5.3=,故取mmdGF47=-。
左边甩油环采用轴肩定位,故取轴段ED-直径mmddGFED47==--,mmLED7=-,轴FE-段为齿轮轴上齿轮的位置,齿宽mmb651=,齿顶圆直径mmda701=。
据《机械设计课程设计》设计轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计,根据轴承端盖的装拆
及便于对轴承添加润滑脂的要求,取mmLCB70=-。
轴上零件的周向定位
齿轮,小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接,由教材P156,查表10-9,按mmdBA30=-,查得A型平键为:
mmmmmmLhb3678⨯⨯=⨯⨯
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为M6。
计算轴上的载荷
确定轴承的指点为位置,简支梁的轴的支承跨距（mmL109157265=+⨯+=。
根据轴的结构图作出轴的计算简图,再作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。
截面C处的支反力F:
水平面H上:
NFFFtHBHA4.18512
8.37022====垂直面V上:
NFFrVA85.67327.13472===,NFFrVB85.67327.13472-=-=-=弯矩M:
mNLFMHAH/0.1012109.04.18512=⨯=⨯
=垂直面V上:
mNLFMVAV/72.362
109.085.67321=⨯=⨯=mNLFMVBV/72.362109.085.67322-=⨯-=⨯=总弯矩:
mNMMMVH/46.10772.360.101
222121=+=+=（mNMMMrH/46.10772.360.101222222=-+=+=轴传递的转矩
mNdFTt⋅=⨯=⋅
=3.1202
065.08.370221按弯矩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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面C的强度。
根据式（[]1222224-≤+=⎪⎭
⎫⎝⎛+⎪⎭⎫⎝⎛=σαασWTMWTWMca及以上数据和轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取6.0=α
轴的计算应力:
（（[]MPaMPadWTMca602.223.1206.046.1071.0112232
211
=<
=⨯+=+=-σασ故安全。
3.输出轴最小直径的设计和作用力计算
大齿轮选用45号钢（正火,齿面硬度为HBS217~156
Ⅱ轴mmnPcd76.3736.7611.411033
=⨯=≥ⅡⅡⅡ考虑键槽
mmd40.4007.176.37=⨯=Ⅱ选取标准直径
mmd45=Ⅱ轴的结构设计,轴上零件的定位、固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,该设计润滑方式为脂润滑,有甩油环,齿轮一面用轴肩定位,另一面用甩油环定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以甩油环定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶梯状,左轴承从左面装入,齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。
大齿轮分度圆直径:
mmd5.2921=作用在齿轮上的转矩为:
mNT⋅=63.513Ⅱ圆周力:
NdTFt35125
.29263.513200020001=⨯==Ⅰ径向力:
NFFtr3.127820tan8.3512tan=︒⨯==α
4.输出轴的结构设计与校核
查标准GB/T5014-2003,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250mN⋅。
半联轴器的孔径mmd451=,故取mmdBA45=-,半联轴器与轴配合的毂孔长度
mmL841=。
为了满足半联轴器的轴向定位要求,如上图,BA-轴段左端需制出一轴肩,故取CB-段直径mmdCB50=-;
右端用轴端挡圈定位,按轴端直径去挡圈直径mmD50=,半联轴器与轴配合的毂孔长度mmL841=。
为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上,而不压在轴的端面上,故BA-端的长度应比1L略短一些,现取mmLBA82=-。
初步选择滚动轴承。
因轴转速较高,且只承受径向载荷,故选取深沟球轴承。
据《机械设计课程设计》,表定出滚动轴承型号为6211。
其尺寸为mmBDd2110055⨯⨯=⨯⨯。
故取mmddHGDC55==--,左,右端滚动轴承皆采用甩油环进行轴向定位,取甩油环宽度15mm,故mmLGF34=-,mmLDC46=-。
取安装齿轮处的轴端ED-的直径mmdED60=-,齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位,轴肩搞dh07.0>
取mmdFE65=-,mmLFE10=-。
已知齿轮轮毂的宽度为60mm,为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮,此轴端应略短于轮毂宽度,故取mmLED5.67=-
齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接,据《机械设计手册》,按mmdED60=-查得A型平键为mmmmmmLhb561118⨯⨯=⨯⨯
同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为
6
7
kH滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为M6
轴上的载荷
确定轴承的指点为位置,简支梁的轴的支承跨距mmL5.1071723105.57=+++=。
截面C处的支反力F:
水平面H上:
NFFFtHBHA17562
3512
2===
NFFrVA15.63923.12782===
NFFrVB15.6392
3.12782-=-=-=
弯矩M:
mNLFMHAH/55.9421075.017592=⨯=⨯
mNLFMVAV/35.3421075
.015.63921=⨯=⨯=
mNLFMVBV/35.3421075
.015.63922-=⨯-=⨯=
总弯矩:
mNMMMVH/66.10035.3455.94222
121=+=+=（mNMMMrH/66.10035.3455.942
22222=-+=+=
轴传递的转矩
=63.5132
5
.292351221
按弯矩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的弯矩和扭矩的截面（即危险截面C的强度。
根据式（[]12
22
24-≤+=
⎪⎭
⎫
⎝⎛+⎪⎭⎫⎝⎛=σαασWTMWTWMca
及以上数据和轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取6.0=α轴的计算应力:
（[]MPa
MPa
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