机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器.docx

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机械设计基础课程设计一级圆柱齿轮减速器

机械设计基础课程设计

设计题目：

一级圆柱齿轮减速器

内装1.高速轴

2.低速轴

3.齿轮

机械工程学院模具141班级

小组人员：

指导老师：

完成日期2015年2月31日

成绩100

成都纺织高等专科学校

已知输送带工作拉力F=4.8KN，输送带工作速度V=1.7m/s，滚筒直径D=450mm，两班制，连续单项运转，载荷较稳定，使用折旧期为8年，室外工作，灰尘较大，环境最高温度35℃，三相交流电，电压380/220V；四年一次大修，三年一次中修，半年一次小修；一般机械厂制造，小批量生产。

电动机的选择

计算项目

计算内容及说明

主要结果

选择电动机的额定功率

∵查机械设计手册知：

V带传动η带=0.96，滚动轴承η轴承=0.97，联轴器η联=0.98，卷筒η卷=0.96。

∴电动机至卷筒轴的传动效率η=η带η²轴承η齿η联=0.96×0.99²×0.98×0.97=0.89

工作机的效率ŋw=η轴承η卷=0.99×0.96=0.95。

则工作机所需的电动机输出功率：

Pd=Fv/1000ηηw=4800×1.7/1000×0.89×0.95=9.65（Kw）

查机械设计手册：

选电动机额定功率Pcd=11Kw。

Pd=9.65（Kw）

Pcd=11Kw

选择电动机的转速

卷筒轴工作转速ηw=600×1000╳1.7/3.14╳450＝72.19（r/min）

∵V带传动比i带＝2～4，单级直齿圆柱齿轮传动比i齿＝3～5则总传动比的合理范围i＝i带·i齿=6～20得电动机转速可选范围：

n=i·nw=（6～20）×72.19

=433。

14～1443.8（r/min）

∴选电动机的同步转速n=1000r/min较合适。

查机械设计手册，确定电动机的型号为Y160L-6，满载转速nm=970r/min

nm=970r/min

传动装置的总传动比

传动装置的总传动比

i=nm/nw=970/72.19=13.44

i=13.44

分配各级传动比

分配V带传动比i1=3.2

单极直齿圆柱齿轮传动比i2=4.2

i1=3.2

i2=4.2

计算各轴的输入功率

小齿轮P1=Pd×η带=9.65×0.96=9.264KW

大齿轮P2=P1×η²轴承η齿

=9.264×0.99²×0.97=8.81Kw

卷筒轴Pw=P2×η联η轴承=8.81×0.98×0.99=8.55Kw

P1=9.264Kw

P2=8.81Kw

Pw=8.55Kw

V带传动的设计

计算项目

计算内容及说明

主要结果

确定计算功率Pc

Pc=KA·Pd，已知Pd=9.625Kw查机械设计基础表4.7得KA=1.2，

则Pc=1.2×9.65=11.58Kw

Pc=11.58Kw

计算带型

根据Pc=11.58KW和小带轮转速n1=nm=970r/min,按图4.12选择B型带

B型带

确定V带轮基准直径

查表4.8选取dd1=125mm由式（4-12）

∵n1/n2=i1

∴n2=n1/i1=970/303.125r/min

dd2=（n1/n2）dd1（1-ε）

=970/303.125×（1-0.02）

=392（mm）

查表4.8，选取dd2=400mm

取dd1=125mm

dd2=400mm

验算带速

由式（4-19）得

V=πdd1n1/60×1000=6.35m/s

带速V在5~25（m/s）范围内合适

确定带的基本长度

取中心距

0.7（dd1+dd2）

367.5

由式（4-21）计算V带的基本长度

L0=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）²/4a0

=2×700+π/2（125+40）+（400-125）²/4×700

=2251.26（mm）

查表4.2，选取带的基准长度Ld=2300mm查表4.

2，由式（4-22）计算实际中心距

a≈a0+（Ld-L0）/2=700+（2300-2251.26）/2

=724.37mm

考虑安装调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调整范围，由式（4-23），（4-24）得

amin=a-0.015Ld=724.37-0.015X2300

=689.87mm

amax=a+0.03Ld=724.37+0.03X2300

=793.37（mm）

取Ld=2300mm满足设计要求Amin=689.87mm

Amax=793.37（mm）

验算小带轮的包角

由式（4-25）得小带轮的包角

α1=180°－（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°－（400-125）×57.3°/724.37

=158.25

α1≥120°，合适

7,确定V带的根数

查表4.4得:

P0=1.64KW,△P0=0.30KW

查表4.5得:

Kα=0.94，

查表得KL=1.01

由式（4-26）计算V带的根数

Z=Pc/[P0]=Pc/（P0+△P0）KLKα

=11.58/（1.64+0.30）×0.94×1.01

取Z=7根

确定单根V带的初拉力

查表4.8，得q=0.17kg/m

由式（4-28）得单根V带的初拉力F0=（500PL/zv）×（2.5/KQ-1）+qv²

=（500×11.58/7×6.35）×（2.5/0.94-1）+0.17×6.35²

=223.08N

单根V带张紧所需的初拉力F0=223.08

9，确定带轮在带轮轴的拉力

由式（）4-29近似计算传动作用在带轮轴的压力

FQ=2ZF0sinα1/2=2×7×223.08×sin223/2=2905.81N

FQ=2905.81N

10,带轮结构设计

11，传动比调整

小带轮dd1=125mm，采用实心式大带轮dd2=400mm>300采用轮辐式

V=6.35m/s<25m/s带轮均采用HT150制造

∵因已选取

dd1=125mm，dd2=400mm，得i1=dd2/dd1=400/125=3.2

∵i=i1·i2=13.44∴i2=i/i1=13.44/3.2=4.2

i1=3.2

i2=4.2

12，计算各级转速

小齿轮：

n1=nm/i1=970/3.2=303.125r/MM

大齿轮：

n2=n1/i2=303.125/4.2=72.19r/mm

卷筒轴：

nw=n2=72.19r/mm

满足题目设计要求。

N1=303.125r/mm

N2=72.19r/mm

计算各轴的输入转矩

电机轴输入转矩：

Td=9550×Pd/nm=9550×9.65/970

=95.01N·m

小齿轮轴输入转矩：

T1=9550×P1/n1

=9550×9.264/303.125

=291.86N·m

大齿轮轴输入转矩

T2=9550×P2/n2

=9550×8.81/72.19=1165.47N·m

Td=95.01N·m

T1=291.86N·m

T2=1165.47N·m

单级直齿圆柱齿轮的传动的设计

计算项目

计算内容及说明

主要结果

1，选取材料和确定叙永应力

小齿轮材料：

45钢，调制硬度为HB1=210~280HBS，计算中用215HBS1,

大齿轮材料：

45钢，正火硬度为HB2=170~210HBS，计算中用185HBS

小齿轮许用应力：

[σ]H1=380+0.7HB1=380+0.7×215=530（MPa）

大齿轮许用接触应力：

[σ]H2=380+0.7HB2=380+0.7×215=510（MPa）

小齿轮许用弯曲应力：

[σ]F1=H0+0.2HB1=140+0.2×215=183（MPa）

大齿轮许用弯曲应力：

[σ]F1=140+0.2HB2=140+0.2×185=177（MPa）

接触疲劳强度计算齿轮的主要尺寸

（1）计算小齿轮所需传递的转矩下：

T1=9550×P1/n1

=9550×（9.264/303.125）×10³

=2.92×100⁴

T1=2.92×100⁴

2，确定载荷系数K

3,计算齿数比

4，选择齿宽系数φd

据K=1.3~1.7，原动机为电动机，载荷较平稳，齿轮支撑为对称配置取较小值K=1.4

Μ=z2/Z1=i2=4.2

据齿轮为轮齿面和齿轮在两轴承间对称布置，由表6.9取Φd=1

K=1.4

μ=4.2

Φd=1

5，材料系数ZE

6,按式（6-28）计算小齿轮的分度圆直径d1

（7）确定齿轮的模数m

（8）按式（6-32）确定齿轮的齿轮数Z1和Z2

（9）计算齿轮的主要尺寸

（10）计算齿轮的圆周速度V并选择齿轮精度

查表6.6得ZE=189.8MPa½

=95mm

∵中心距a=（d1/2）（1+μ）

=247（mm）

∴M=（0.007~0.020）×247

=1.729~4.94

按标准模数系列（表6.1）

Z1=d1/m=95/2.5=38

故调整μ：

∵a=95（μ+1）/2=250μ=4.263

Z2=μz1=4.263×38=162

齿轮分度圆

d1=mz1=2.5×38=95mm

∴d2=mz2=2.5×162=405

齿轮转动的中心距：

a=（d1+d2）=（95+405）/2=250（mm）

齿轮宽度：

b=b2=φd·d1=1×95=95（mm）

b1=b2+（5∽10）=100∽105mm

取b1=100

V=πd1n1/60×1000=1.51m/s

按表6.14选取齿轮精度等级为8级精度

Z1=38

Z2=162

a=247.5mm

b2=95mm

b1=100m

m

V=1.51m/s精度为8级

3，较核齿根的弯曲疲劳强度

（1）选YFS并比较大小

（2）计算大齿轮齿根的弯曲应力

查表6.8，z1=38YFS1=4.02

Z2=162YFS2=3.92

YFS1/[σ]=4.02/183=0.0220

σF2=2KT1YFS2/bm²z1

=2×1.4×2.92×10∧5×3.92/95×2.5²×38

=142.05MPa<[σ]F2

∴齿轮的弯曲疲劳强度足够。

大小齿轮的弯曲疲劳强度足够。

4.计算齿轮的主要几何尺寸

分度圆直径为：

d1=mz1=2.5×38=95mm

d2=mz2=2.5×162=405mm

齿顶圆直径为：

da1=d1+aha*m=95+2×1=97mm

da2=d2+2ha*m=405+2×1=410mm

齿根圆直径为df1=d1-2（ha*+c*）m=9*5-2（1+0.25）×2.5=88.75mm

df2=d2-2（ha*+c*）m

=405-2*（1+0.25）×2.5=398.75（mm）

d1=95mm

d2=405mm

da1=97mm

da2=410mm

df1=88.75mm

df2=398.75（mm）

5，齿轮结构设计

∵小齿轮直径较小

∴考虑将小齿轮与轴做成整体——齿轮轴

高速轴设计

计算项目

计算内容及说明

主要结果

1,选择轴的材料确定许用应力

考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器，选用45钢调质处理由表《机械设计基础》9.1查得

σb=637MPa[σb]-1=59Mpa

σb

=637MPa

[σb]-1

=59Mpa

2,初步计算最小轴径

高速轴传递功率P1=9.264KW，由表9.2查得C=（118～107）

则d1≧C·1

=36.58～33.17（mm）

因轴上开一个键槽故将轴径增大5％，则d1x1.05≧38.409～34.828

取轴径d1=38mm

d1=38mm

3,轴上零件定位固定和装配

单级减速器中将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置（图9.15），两轴承分别以套筒定位，周向则采用小过盈配合固定。

大带轮以轴肩和轴端挡圈轴向定位，平键做周向定位。

轴做成阶梯形，右端套筒和右轴承从右面装入，左端套筒，左轴承左端盖，大带轮依次从左面进入

4.轴的结构设计

轴径的设计

d1=38mm

d2=d1＋2h=38＋2×0.07×38=43.32㎜考虑该段轴上的密封尺寸，取d2=44㎜轴承型号初选为6210深沟球轴承.查手册得轴承宽度B轴承=20㎜，则d3=50㎜（符合轴承内径同时d3>d2，以便于轴承装拆）

故采用油润滑（查教材P245）毛毡圈密封，考虑非定位轴肩，取d4=51mm（d4>d3）,以便于齿轮装拆,但因da1=100mm<2d4,查《简明机械零件设计手册》表10-25，d4轴段应与小齿轮做成整体---齿轮轴。

所以d4=df1=88.75mm,且小齿轮不需轴环段，d5=d3=50mm（同一轴上两轴型号尽量相同）

初选6210

d1=38mm

d2=44㎜

d3=50㎜

d4=88.75mm

d5=50mm

②轴端长度确定

由装配图知轴的长度尺寸分别为

L1=106mm,L2=75mm,

L3=33mm,L4=99mm,

L5=33mm

③两轴承的跨距

由于采用6210深沟球轴承，支点可选在轴承宽度一半处

L跨距=L3+L4+L5-B轴承

=33+99+33-20

=145mm

经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为72.5mm，齿轮为居中布置

L跨距=145mm

5.齿轮受力计算

分度圆直径

d1=mz=2.5×38=95mm

转矩

圆周力

Ft1=2T1/d1=2×291864÷38

=15361.26（N）

径向力

Fr1=Ft1tanα=5591.04（N）

d1=95mm

T1=291864（N·M）

Ft1=6144.5（N）

Fr1=5591.04（N）

6.轴的强度计算

（1）画轴受力（a）

（2）在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内：

=290581N

RAH=2675.2（N）

V面内：

RAV=RBV=

=7686.63（N）

（3）绘制弯矩图：

H面内弯矩

MCH=72.5×（-

）=-388646.96（N·MM）

MAH=128×（-

）=371943.68（N·MM）

V面内弯矩图

MAV=0

MCV=72.5×RAV=556845.67（N·MM）

合成弯矩图

MC=

=67906079（N·MM）

MA=

=371943.68（N·MM）

（4）绘制弯矩图

T1=291864N·mm

（5）绘制当量弯矩图

=701277.41N·mm

=411106.50N·mm

（6）校核危险截面C处的强度

故该轴的强度满足要求.

低速轴

计算项目

计算内容及说明

主要结果

1.选择轴的材料，确定许用应力

考虑到本次设计为普通用途中小功率减速器，选用45钢调质处理，查表9.1得：

σb=637Mpa

[σb]-1=59Mpa

σb

=637Mpa

[σb]-1

=59Mpa

2,初步计算最小轴径

低速轴传递功率P2=8.81KW，由表9.2查得C=118～107则d1≥Ｃ·（p2/n2）⅓=59～53.5mm因轴上开一个键槽，故将轴径增大5％则d1×1.05≥61.95～56.175,

取轴径d1=63mm

d1=63mm

3，联轴器的选择

查教材表11-1，取联轴器的工作情况系数K=1.3，则计算转矩

Tc=KT2=1.3×1165.47

=1515.111（N·mm）

查手册表7-11

选取弹性柱销轴器的型号为LX4，轴径d1=63mm，轴孔径L=107mm

4.初步拟定轴上零件定位，固定和装配

单级减速器将齿轮安排在箱体中央（图15，但将轴反向放置）齿轮右端用套筒轴向定位，左面由轴环定位，周向依靠平键固定两轴承都以套筒定位，周向则采用小过盈配合固定。

联轴器以轴肩和轴端挡圈轴向定位，平键做周向定位。

轴做阶梯形，左端套筒，左轴承从左面装入，齿轮，右端套筒，右轴承，联轴器依次从右面装入。

5.轴的设计

轴径的设计

d1=63mm

d2=d1+2h=63+2×0.07×38=68.32.考虑该轴端上密封件尺寸，取d2=70mm轴承型号初选为6215深沟球轴承，轴承宽度B=25mm，则d3=75mm（符合轴承内径，同时d3>d2,以便于轴承装拆））因为d3·n2=75×72.19=5437.31<1.5×10^5（mm·r/min）故而轴承采用油润滑（查教材P245）毛毡密封圈。

考虑非定位轴承，取d4=77mm（d4>d3,以便于齿轮装拆）定位轴环直径d5=d4+2h=77+（0.07～0.1）×62=85.68～89.4mm

取d5=87mmd6=d3=75mm

d1=63mm

d2=70mm

d3=75mm

d4=77mm

d5=87mm

d6=75mm

②轴段的长度确定

由装配图知轴的长度尺寸分别为

L1=103mm,L2=38mm,

L3=69mm,L4=93mm,

L5=7mm,L6=33mm

③两轴承间跨距

由于6215深沟球轴承，支点可送在轴承宽度一半处。

L跨距=L3+L4+L5+L6-B轴承

=69+93+7+33-25

=177mm

经计算右轴承支点到齿轮支点距离为86mm

左轴承支点齿轮支点距离91mm。

L跨距=177mm

6.齿轮受力分析

分度圆直径

转矩

圆周力Ft2=2T2/d2=5827.365（N）

径向力Fr2=Ft2tanα=2120.99（N）

d2=405mm

T2=1165473（N·mm）

6.轴的强度计算

（1）画轴的受力图a

（2）在水平面和铅垂面分别求轴的支撑反力H面内：

Fr2×86-REH×177=0得REH=1017.81N

RFH=Fr2-REH=1076.99（N）

V面内：

Fr2×86-REV×177=0得REV=2796.42（N）

RFV=Ft2-REV=2959（N）

（3）绘制弯矩图：

H面内弯矩图⑵MGH=REH×91=92620.71（N·MM）

V面内弯矩图⑶：

MGV=REV×109=254474（N·MM）

合成弯矩图⑷：

=270805.69（N·mm）

（4）绘制转矩图

T2=1165473N·MM

（5）绘制当量弯矩图

=749889.03（N.mm）

（6）校核危险截面C处的强度

故该轴的强度满足要求。

平键

计算项目

计算内容及说明

主要结果

1高速轴上与大带轮连接的平键

（1）选择键的类型和尺寸：

由高速轴结构设计：

d1=38mm,L1=105mm

查表8.9选用A型平键b=10mm，h=8mm,L=70mm,l=L-b=70-10=60，由于键是标准件其剪切强度足够

（2）校核键连接的强度

因带轮采用铸铁制造，查8.10得[δp]=10～80Mpa键连接挤压强度

故所选键连接满足挤压强度，合适。

A型平键

b=10mm

h=8mm

L=70mm

2低速轴上与联轴器连接的平键

（1）选择键的类型和尺寸：

由低速轴结构设计：

d1=63mm,L1=82mm查表8,9

选用B型平键

b=18,h=11mm,L=70mm,l=L=70mm,由于键是标准件，其剪切强度足够。

（2）校核键连接的强度

因半联轴器和平键都采用45号钢制造，查表8.10得[δp]=125～150Mpa键连接挤压强度

故所选键连接满足挤压强度，合适。

B型平键

b=18mm

h=11mm

L=70mm

3,低速轴上与大齿轮连接的平键

（1）选择键的类型和尺寸

由低速轴结构设计：

d4=77mm,l4=93mm查表8.9选用A型平键，b=16mm,h=10mm

L=56mm

l=L-b=56-16=40mm

由于键是标准件，其剪切强度足

（2）校核键连接的强度

因齿轮和平键都用45钢制造查表8.10得[бp]=125～150Mpa键连接挤压强度

故所选键连接满足挤压强度要求，合适。

A型平键，b=16mm

h=10mm

L=56mm

滚动轴承的选择和校核

计算项目

计算内容及说明

主要结果

1.高速轴轴寿

由高速轴结构设计知，d3=50mm初选轴承型号为6210，查手册表知Cr=35KN查表10.12取温度系数ft=1，查表10.12

取fp=1.1，球轴£=3得

故该轴承寿命足够。

6208寿命满足

1.低速轴轴寿

由低速轴结构设计知，d3=75mm初选轴承型号为6215，查手册表知Cr=66KN因齿轮传动没有轴向力故p=Fr2=2120.99N

查表10.12取温度系数ft=1，查表10.12，取fp=1.1，球轴£=3得

故该轴承寿命足够。

6210寿命满足

减速轴箱体及附件设计

1.箱体的设计

低速轴：

a=177（mm）

箱座壁厚：

б=0.025a+1=6mm

箱座缘厚度：

b=1.5б=9mm

底脚螺栓底脚厚度：

p=2.5б=15mm

箱座上的肋厚：

m≧0.85б=5mm取m=5mm

箱盖上的肋厚：

m1≧0.85б=5mm取m1=5mm

底脚螺栓直径：

dΦ=12mm

轴承旁连接螺栓直径：

d1=0.75dΦ=9mm

上下箱连接螺栓直径：

d2=（0.5～0.6）dΦ=（6～7.2）取d2=8mm

定位销孔直径：

d3=（0.7～0.8）dΦ=（8.4～9.6）取d3=10mm

（1）窥视孔及窥视孔盖

（2）通气孔M12×1.5

（3）轴承盖

2.减速器附件设计

选取凸缘式轴承盖，轴承外径D=80～90mm

对于低速轴有螺栓连接直径M=8

螺栓数目n=6

（4）定位销

选取圆锥型定位销8×32

（5）启箱螺钉M10

（6）放油孔及放油螺栓塞M12

减速器的润滑，润滑剂及其密封方式

1.齿轮润滑方式及其润滑剂的选择

高速轴齿轮圆周速度：

齿轮采用油润滑

低速轴齿轮圆周速度：

齿轮采用浸油润滑

即将低速轴浸于减速器油池内，当齿轮转动时，将润滑油带到啮合处，同时将油甩直箱壁上用于散热。

查相关手册，齿轮润滑油选用中负荷工业齿轮轴（GB5903-1995）运动粘度为：

90-100（单位为mm²/s）

2.轴承的润滑方式及其选择

（1）高速轴轴承的润滑方式及其润滑剂的选择减速器轴承均用油润滑

（2）密封的方式的选择

滚动轴承密封选择

滚动轴承采用毡圈密封。

根据参考手册表14-4查得毡圈尺寸为：

高速轴密封毡圈参数JB/ZQ4606-1997

轴径d

毡圈

D

d1

38

53

39

低速轴密封毡圈参数JB-ZQ4606-1997

轴径d

毡圈

D

d2

63

84

63

箱体密封选择

箱体剖分面应该用水玻璃密封或者密封胶密封。