机械方案设计书课程方案设计书一级圆柱齿轮减速器.docx

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机械方案设计书课程方案设计书一级圆柱齿轮减速器

机械设计课程设计

说明书

题目：

减速器设计

指导老师：

孙文磊

学生姓名：

所属院系：

专业：

班级：

完成日期：

新疆大学机械工程学院

2012年7月4日

目录

一、设计题目2

二、课程设计的目的（综合训练）2

三、设计计算说明书3

3.1电动机选择3

3.2总传动比及分配各级的传动比的计算4

3.3运动参数及动力参数计算4

3.4传动零件的设计计算5

3.5轴的设计计算9

3.6滚动轴承的选择及校核计算13

3.7键联接的选择及校核计算15

3.8减速器附件的选择16

3.9滑与密封16

设计心得17

一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书

一、设计题目

设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器

传动简图如下：

原始数据

数据编号

运输带工作拉力F/N

运输带工作速度V/（m/S）

卷筒直径D/mm

2

1150

1.6

260

工作条件:

连续单向运转,载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。

二、课程设计的目的（综合训练）

1.巩固、加深和扩大在本课程和先修课程学到的知识

2.培养机械设计一般方法

3.进行机械设计基本技能的训练

三、设计计算说明书

3.1电动机选择

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

Y系列三相异步电动机适用于电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、搅拌机、农业机械等。

所以选用Y系列三相异步电动机。

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

查课程设计书表2-5知η带=0.96，η轴承=0.99，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96

η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96

=0.8587

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=1150×1.6/（1000×0.8587）

=2.1428KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/（πD）

=60×1000×1.6/（π×260）

=117.53r/min

由表6-164推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×120.25=721.5~2405.01r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速960r/min.

3.2总传动比及分配各级的传动比的计算

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/117.53=8.168

2、分配各级传动比

（1）取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=8.168/3=2.722

3.3运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0=n电机=960r/min

nI=n0/i带=960/2.722=352.68（r/min）

nII=nI/i齿轮=117.56（r/min）

nIII=nII=117.56（r/min）

计算各轴的功率（KW）

P0=P工作=2.1428KW

P

=P0η带=2.1428×0.96=2.057KW

P

=P

×η齿×η承=1.916KW

P

=P

×η承×η联=1.96×0.98×0.99

=1.9015KW

3计算各轴扭矩（kN·mm）

To=9550×P0/n0=9550×2.1428×1000/960=21.316kN·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.057×1000/352.68

=55.7kN·m

T

=9550×P

/n

=9550×1.96×1000/117.56

=159.22kN·m

TIII=9550×PIII/nIII

=9550×1.9015×1000/117.56

=154.468kN·m

3.4传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由课本表13-8得：

kA=1

PC=KAP=1×2.1428=2.1428KW

由课本P219图13-15得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图13-15得，推荐的小带轮基准直径为80~100mm

则取dd1=100mm>dmin=80

dd2=n1/n2·dd1=960/352.68×100=272.201mm

由课本表13-15得，取dd2=270mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/270

=355.56r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（352.68-355.56）/352.68

=0.008<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+270）≤a0≤2×（100+270）

所以有：

259mm≤a0≤740mm

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+270）+（270-100）2/4×500

=1595.35mm

根据课本表（13-2）取Ld=1600mm

根据课本P220式（13-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+（1600-1595.35）/2

=502.325mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（270-100）/×502.325×57.30

=1800-19.390

=160.610>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据n1=960r/min,d1=100,由表13-3,得

P1=0.95KW△P1=0.08KW

Kα=0.96KL=0.99

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=2.305/【（0.97+0.08）×0.96×0.99】

=2.38

（6）计算轴上压力表（13-1）查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.305/（3×5.03）]×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032N

=125.05N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）

=739.58N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本表11-1选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本查表（11-1）得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×166708.23×（3+1）/0.9×3×3432]1/3mm

=97.8mm

模数：

m=d1/Z1=97.8/20=4.98mm

取标准模数：

m=5mm

3.5轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据设计例题，查课本表14-2，取c=115

d≥115（2.1428/352.l68）1/3mm=20.99mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.99×（1+5%）mm=22.03mm

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=22mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=41mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=100mm

②求转矩：

已知T2=58554.28N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=1171.09×tan200=426.24N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（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=Fr/2=213.12N

FAZ=FBZ=Ft/2=585.55N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=213.12×50=10.656N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=585.55×50=29.2775N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（10.6562+29.2782）1/2=31.156N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=58.55N·m

（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α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[31.1562+（1×58.55）2]1/2=66.32N·m

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）

=9.62MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够

3.6滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y/

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

查表得得7206AC型的Cr=23000N

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

查表得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

7207AC型轴承Cr=30500N

根据课本表得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）3

=2488378.6h>48720h

∴此轴承合格

3.7键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查表得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查表知选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

查资料选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

3.8减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

3.9滑与密封

1齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。

2滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。

4密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

四、设计心得

机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了2周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。

由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：

在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准

在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。

由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。