单级圆柱齿轮减速器(附装配图)(38页).doc

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1、-机械设计基础课程设计说明书题目：带传动及单级圆柱齿轮减速器的设计学院： 机械与电子学院 专业： 机械制造与自动化 班级： 机制19-1班 学号： 15160530069 姓名： 李俊 指导教师： 周 海 机械与电子学院2019年11月-12月目录一、课程设计任务要求3二、电动机的选择 4三、传动比的计算设计 5四、各轴总传动比各级传动比6五、V带传动设计 8六、齿轮传动设计 11七、轴的设计 19八、轴和键的校核 30九、键的设计 32十、减速器附件的设计34十一、润滑与密封 36十二、设计小结37十三、参考资料 37一、课程设计任务要求1. 用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印

2、出来。2. 轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。3.一份课程设计说明书（电子版）并印出来传动系统图如下：传动简图输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件冲击载荷，单向传动，室内工作。三班制，使用5年，工作机速度误差5%。原始数据如下：原始数值数据来源 S3-10输出轴功率P/kw4.5输出轴转速n/min55二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类型。 2、电动机输出功率Pd3、 电动机的转速4、 选定电动机的型号按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。 电动机输出功率总=12234 =0.96*0.99*0.99*0.96*

3、0.96=0.86故电动机输出功率PdPd=P/总=4.5/0.86=5.23kw电动机额定功率Ped查表20-1，得Ped=5.5kw由表2-1，得V带传动常用传动比范围i1 =24 单级圆柱齿轮i2=36，nw=55r/minnd=nwi1i2=3301320r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min，取电动机同步转速为1000r/min。根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸相应越大，所以选用Y132M2-6.额定功率5.5kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0N/m，最大转矩2.2N/m。电动机Y132M2-6输出功

4、率Pd=5.23kw额定功率Ped=5.5kw总=0.86三、传动比的计算设计计算步骤设计计算与内容1、计算总传动比2、各级传动比分配 i总=n/nw=960/55=17.45n为电动机满载转速，nw为输出轴转速取V带传动的传动比i1=2，开式齿轮传动的传动比i3=3则减速器的传动比i2=i/（i1*i2）=2.90四、各轴总传动比各级传动比计算步骤设计计算与内容设计结果1、各轴转速2、各轴输入功率3、各轴的转矩电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，输出轴为3轴。n0=960r/minn1=n0/i1=480r/minn2=n1/i2=166r/minn3=55r/minP0=5.

5、23KWP1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KWP2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KWP3=4.5KWT0=9550*P0/n0=52.02NmT1=99.88NmT2=274.42NmT3=781.36Nmn0=960r/minn1=480r/minn2=166r/minn3=55r/minP0=5.23KWP1=5.02KWP2=4.77KWP3=4.5KWT0=52.02NmT1=99.88NmT2=274.42NmT3=781.36Nm计算结果汇总如下表，以供参考相关参数轴 电动轴01轴2轴w卷筒轴功P(KW)5.235.024.773.8转速n(

6、r/min)96048016655转矩T（N.m）52.0299.88274.42781.36传动比i22.903效率0.960.960.96五、传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率PC2、选择普通V带型号3、确定带轮基准直径dd1、dd2。4 验证带速V5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。带长L06、 校核小带轮包角17、 确定V带根数Z8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0由表10-7得KA=1.2PC=KAP=1.25.5=6.6KW根据PC=6.6KW,n0=960/min。由表10-8应选B型V带。由课本图10-88知，小带轮基准直径的推荐值为112140mm

7、。由机械设计基础表10-8取dd1=125mm，dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm按表10-8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、带速V分别为：i1=dd2/dd1=250/125=2V=dd1n1/601000=（125960）/（601000）m/s=6.28m/sV值在525m/s范围内，带速合格。0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+250）a02(125+250)262.5mma0750mm初取中心距a0=500mmL0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（125+250）/2+（

8、250-125）2/（4500）=2028.31mm由表10-2选取基准长度Ld=2000mm实际中心距a为aa0+（La-L0）/2=500+（2028.31-2000）/2mm=514mm1=180o-（dd1-dd2）/57.3o=180o-57.3o（4250-125）/514=166o120o（符合要求）查表10-4，由线性插值法P0=1.64+(1.93-1.64)/(1200-950)*(960-950)=1.65kw查表10-5,10-6，有线性插值法P0=0.294kwKa=0.968查表10-2，得KL=0.98V带轮的根数ZZ=Pc/（P0+P0）*Ka*Ka=6.6/（

9、1.65+0.294）*0.968*0.98=3.6（根）圆整得Z=4由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，得单根V带的初拉力为F0= 500（2.5/K -1）(Pc/zv)+qv2=5002.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.176.282=214.6N可得作用在轴上的压力Q为Q=2F0Zsin（a1/2）=2214.64sin（1660/2）=1700NKA=1.2Pc=6.6kwdd1=125mmdd2=250mmi=2V=6.28m/sa0=500Ld=2000mma514mm1=166oP0=1.65kwP0=0.294kwKa=0.968

10、Z=4F0=214.6N6YQ=1700N六、齿轮传动设计根据数据：传递功率P1=5.02KW电动机驱动，小齿轮转速n1=480r/min，大齿轮转速n2=166r/min，传递比i=2.90，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，三班制工作。 设计步骤计算方法和内容设计结果1、 选择齿轮材料 2、 确定材料许用接触应力 3、 按齿轮面接触疲劳强度设计4、 几何尺寸计算5、 校核齿根弯曲疲劳强度6、 齿轮其他尺寸计算7、 选择齿轮精度等级开式齿轮（1）选择齿轮材料和热处理（2）确定材料许用接触应力（3）按齿面接触疲劳强度进行设计（4）几何尺寸计算（5）校核齿根弯曲疲劳强度3、 主要尺寸计算（6

11、）齿轮其他尺寸计算（7）齿轮精度等级小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为220HBS。两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为Hlim1=480+0.93（HBS1-135） =480+0.93*(250-135)=586.95MPaHlim2=559.05MPa查表12-7，SHlim=1.0H1=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPaH2=559.05MPa因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。确定有关参数与系数： 转矩T1=99880Nmm查表12-3，,取K

12、=1.4查表12-4，取弹性系数ZE=189.8 齿宽系数d=1H以较小值H2=559.05MPa代入d1= =60.66mm齿数Z1=30则Z2=Z1*u=30*3=90模数m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm查表5-1，圆整m=2mm中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm齿宽b2=d1*d=60.66mm取整b2=61mmb1=b2+（510）mm 取b1=70mm查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为Z1=30时 YF1=2.52 YS1=1.625Z2=90时 YF2=2.20 YS2=1.78查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1=1

13、90+0.2（HBS1-135） =190+0.2*（250-135）=213MPaFlim2=207MPa查表12-7， SHlim=1.0F1=Flim1/SHlim=213/1=213MPaF2=207MPa两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为F1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625 =154.75MPa F1F2=147.98MPaF2所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。分度圆直径 d1=mZ1=2*30=60mm d2=180mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=60+2*2=64mm da2=184mm齿根圆直径 d

14、f1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm df2=175mm中心距 a=120mm齿宽 b2=61mm b1=70mmV1=1.51m/s查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS。两齿轮齿面硬度差相等，符合开式齿轮齿面传动的设计要求。 Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135） =480+0.93(230-135)=568.4MPa查表12-7，取SHlim=1.0H1=H2=Hlim/SHlim=568.4MPaT2=274420Nmm查表12-3，K=1.4查表12-4，

15、ZE=189.8 d=0.5 u=4 H=568.4MPad1=104.32mm 齿数Z1=20 Z2=Z1*u=80模数m=d1/Z1=5.22mm查表5-1，取整m=6mm中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm齿宽b2=55mm b1=60mm查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为Z1=20时 YF1=2.80 YS1=1.55Z2=80时 YF2=2.22 YS2=1.77 查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为Flim1=Flim2=190+0.2（HBS-135）=190+0.2*（230-135）=209MPa 两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为F

16、1=F2=209MPa两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为F1=2kT1/(bd1m）*YF1*YS1 =2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55 =96.87MPa F1F2=87.70MPa F2所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。分度圆直径 d1=mZ1=6*20=120mm d2=480mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=132mm da2=492mm齿根圆直径 df1=d1+2hf=105mm df2=465mm中心距a=300mm齿宽 b2=55mm b1=60mmV1=0.90m/s，查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为10级。Hlim1=586.95M

17、PaHlim2=559.05MPaH1=586.95MPaH2=559.05MPau=3T1=99880NmmK=1.4ZE=189.8d=1d1=60.66mmZ1=30Z2=90m=2mma=120mmb2=61mmb1=70mmYF1=2.52 YS1=1.625YF2=2.20 YS2=1.78Flim1=213MPaFlim2=207MPaF1=213MPaF2=207MPaF1=154.75MPaF2=147.98MPaHlim1=Hlim2=568.4MPaH1=H2=568.4MPaT2=274420NmmK=1.4ZE=189.8 d=0.5 u=4 H=568.4MPad1

18、=104.32mm Z1=20Z2=80m=6mma=300mmb2=55mm b1=60mmFlim1=Flim2=209MPa 七、轴的设计主动抽1轴传动功率P2=4.77KW,转速n2=166r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。设计步骤计算方法和内容设计结果1、 选择轴的材料，确定许用应力。2、 按钮转强度估算轴径。3、 设计轴的结构并绘制结构草图（1）、确定轴上零件的位置和固定方式（2）、确定各轴段的直径和直径（3）齿轮上的作用力大小（4）校核轴的强度4、从动轴设计（1）选取轴的材料和热处理，确定许用应力（2）估算最小直径（3）确定轴上零件的布置和固定（4）确定各轴段的直径和

19、直径（5）齿轮上的作用力（6）校核轴的强度（7）计算当量弯矩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钢并经正火处理。查表16-1得强度极限b=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力b-1=55MPa。根据表16-2得A=107118.得：dA .=（107118） =23.54mm考虑到轴的最小直径出要安装V带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%，。查书表12-4得d1=25mm。 （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端

20、盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。 （2）、确定轴的各段直径、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm查表得L1=50mm 、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮，进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d2=d1+（1-5）mm=26-30mm取轴径d2=28mmL2=70mm、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足： d3d2取d3=30mmL3=33mm（套筒15mm）。、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm，所以有

21、d4=35.5mmL4=68mm、轴环直径d5=30mmL5=7mm、为了便于拆卸左轴承，d6=d4+2a，取d6=35.5mmL6=8mm（7）、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d7=30mmL7=16mm分度圆直径d=60mm转矩T=99880Nmm圆周力Ft=2T/d =99880*2/60=3329N径向力Fr= Fttan200=1211N轴向力Fa=0水平支座反力FRAX=FRBX=Ft/2=1665N水平面弯矩MCH=70FRAX=116550Nmm垂直面支座反力FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N垂直面弯矩MCV=70FRAZ=42385Nmm合成弯矩Mc

22、= =124018Nmm最大当量弯矩查表 得a=0.6Medmax= =1941189Nmm进行ab面校核Mea=aT=59928Nmmda=22.17mm由于考虑键槽，da=22.17*1.05=23.28mmdad1（安全）db=70.67mm由于考虑键槽，db=27.65*1.05=74.20dbd4（安全） 选用45钢，正火处理查表16-1得强度极限b=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力b-1=55MPa。根据表16-2得A=107118.得：dA .=（107118） =33.17mm由于考虑键槽，直径增大5%，d=35.07mm确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图

23、所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。 右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边用轴端挡圈固定d7=40mm，L7=60mm 右起第二段，d6=45mm L6=70mm 右起第三段，轴承安装段，d5=50mm，L5=37mm 右起第四段，齿轮轴段，d4=56mm，L4=59mm 右起第五段，d3=60mm，L3=7mm 右起第六段，d2=50mm，L2=8mm 右起第七段，L1=20mm，d1=50mm分度圆直径

24、d=180mm转矩T=274420Nmm圆周力Ft=2T/d =274420*2/180=3049N径向力Fr= Fttan200=1110N轴向力Fa=0水平支座反力FRAX=FRBX=Ft/2=1525N水平面弯矩MCH=70FRAX=106750Nmm垂直面支座反力FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N垂直面弯矩MCV=70FRAZ=38850Nmm合成弯矩Mc= =113600Nmm查表 得a=0.6Meb= =2288977Nmm进行ab面校核Mea=aT=164652Nmmda=31.05mm由于考虑键槽，da=30.771.05=32.32mmdad1（安全）db=32.84mm

25、由于考虑键槽，db=32.84*1.05=34.48mmdbd4（安全）d=23.54mmd1=25mmd1=25mmL1=50mm d2=28mmL2=70mmd3=30mmL3=33mmd4=35.5mmL4=68mmd5=30mmL5=7mmd6=35.5mmL6=8mmd7=30mmL7=16mmMc=124018NmmMedmax=1941189NmmMea=59928Nmmdb=74.20mmd=35.07mmd7=40mm，L7=60mmd6=45mm L6=70mmd5=50mm，L5=37mmd4=56mm，L4=59mm d3=60mm，L3=7mmd2=50mm，L2=8

26、mm L1=20mm，d1=50mmFt=3049NFr=1110N Fa=0MCH=106750NmmMCV=38850NmmMc=113600NmmMeb=2288977NmmMea=164652Nmm八、轴和键的校核设计步骤设计计算与内容设计结果一、输入轴轴承1、选用输入轴轴承型号2、计算轴承寿命3、由预期寿命求所需c并校核二、输出轴轴承1、选用输出轴的型号2、 轴承预期寿命3、由预期寿命求所需c并校核选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径40mm，故选6206，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1023N。因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有预期寿命L 10h=5*36

27、5*8=14600h查表14-7知：载荷系数fp=1.2查表14-8知：温度系数fT=1根据选择6208型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=1.95KNC=9196NCCr（这对轴承符合使用）选用比较便宜的深沟球轴承60200型，已知轴承内径50mm，故选6210，因为无轴向力，故载荷P=Fr=1080N。因为该轴承要工作5年且8小时连续工作，所以有预期寿命L 10h=5*365*8=14600h查表14-7知：载荷系数fp=1.2查表14-8知：温度系数fT=1根据选择6210型，并查书附表得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=3.5KNC=6500NCCr（这对轴承符合使用）P=F

28、r=1023NL 10h=14600hfp=1.2fT=1C=9196NP=Fr=1080NL 10h=14600hfp=1.2fT=1C=6500N九、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果1、V带轮的键2、齿轮键3、开式齿轮的键此段轴径d1=25mm，B=50mm查机械设计课程设计表14-1，选取A键 844GB/T1096-2003L=44 b=8 h=7l1=L-20=24mm键的挤压应力p=58.53MPa键的许用挤压应力p=110MPapp（键的强度足够）由轴径d1=35.5mm，B=70 mm。查表14-1，选取A型，得A键1065GB/T 1096-2003.在同表查得健宽b=

29、10mm，健高h=8mm，L=65mm。 l1=L-20=40-20=20mm键的挤压用力p=58.53MPa=41.66MPap=110MPa所以键的强度足够。此段轴径d1=40mm，B=60mm查表14-1，选取A型键，得A键 1254GB/T 1096-2003L=54mm，b=12mm，h=8mml1=54-20=34mm键的挤压应力p=98.26MPap=110MPa所以键的强度足够。选择A型键L=44mm b=10mm h=8mm十、减速器附件的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箱座，箱盖加强肋厚地脚螺栓直径地脚螺钉数目

30、轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径轴承端盖的螺钉直径d3和数目n轴承盖外径窥视孔盖螺钉直径d4df、d1、d2至外壁距离df、d2至凸缘距离箱体外壁至轴承座端面距离a=120mm1=0.025a+1mm=4.0mm8mm1=0.025a+18mmb=1.5 =12mm b1=1.51=12mmb2=2.5=2.58=20mmm=m1=0.85=6.8mmdf=0.036a+12 =16.32mm 取整偶数18mma250，n=4d1=0.75df=13.5mm查表3-3取15mmd2=（0.50.6）df =9mm 取d2=10mmd3=M6M8=8mmn=4D2=65mmd4=（0.30.

31、4）df=8mmC1=18mmC2=24mmL1=C1+C2+(510)=50mma=120mm1=8mm1=8mmb1=b=12mmb2=20mmm=m1=6.8mmdf=18mmn=4d1=15mmd2=10mmd3=8mmn=4D2=65mm d4=8mmC1=20mmC2=18mmL1=50mm十一、润滑与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V= 1.51m/s，m20采用侵油润滑由查表3-3可知齿轮侵油深度为10mm；油总深度为30mm V= 1.51m/s，查表3-4采用油润滑由于选用的电动机为低速常温常压电动机，则可

32、以选用毡圈密封。轴承端盖加设挡油环。采用油润滑，润滑方式为飞溅润滑十二、设计小结这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。此次减速器，经过两个月的努力,终于将机械设计课程设计作业完成了。这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来和同学交流后,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解。机械设计课程设计是机械设计基础课程重

33、要的综合性与实践性环节。这次关于带式运输机上的一级圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质起到了很大的帮助；使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图、autocad软件有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我

34、觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，也希望学院能多一些这种课程。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。十三、参考文献1 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础与实训.西安交大出版社 2孙德志，张志华，邓子龙.2006.机械设计基础课程设计.科学出版社3 杨可桢，程光蕴，李仲生.1979.机械设计基础.高等教育出版社4 周玉海，潘冬敏.2014.机械设计基础.西安交大出版社5机械设计手册、机械设计、机械设计课程设计、工程材料及其成形基础、理论力学等文献。-第 38 页-