机械设计课程设计说明书-一级齿轮减速器课程设计说明书.doc

西南科技大学课程设计说明书 1 目目 录录 一、电动机选择一、电动机选择.3 二、计算总传动比及分配各级的传动比二、计算总传动比及分配各级的传动比.4 三、运动参数及动力参数计算三、运动参数及动力参数计算.4 四、传动零件的设计计算四、传动零件的设计计算.5 五、轴的设计计算五、轴的设计计算.12 六、减速器结构设计六、减速器结构设计.24 七、滚动轴承的选择及校核计算七、滚动轴承的选择及校核计算.27 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算.29 九、联轴器的设计九、联轴器的设计.30 十、密封和润滑的设计十、密封和润滑的设计.30 十一、设计小结十一、设计小结.31 西南科技大学课程设计说明书 2 已知条件：已知条件： 1工作参数 运输带工作拉力 f= 6.5 kn。 运输带工作速度 v= 1.2 m/s （允许带速误差5%） 。 滚筒直径 d= 400 mm。 滚筒效率0.96 j （包括滚筒与轴承的效率损失） 。 2使用工况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳。 3工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度 35。 4动力来源 2 三相交流电，电压 380/220v。 5寿命要求 使用折旧期 8 年，大修期 4 年，中修 期 2 年，小修期半年。 6制造条件 一般机械厂制造，小（大）批量生产。 西南科技大学课程设计说明书 3 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一、电动机选择 1、电动机类型的选择： 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、电动机功率选择 (1)传动装置的总功率： 3 0.85 总卷筒轴承齿轮齿轮联轴器联轴器 (2)电机所需的工作功率： pfv6.5 1.2 0.859.17kw 总工作 3、确定电动机的转速 计算卷筒工作转速： n60 1000vd60 1000 1.240057.32r / min 筒 卷 按指导书 p7 表 1 推荐的传动比合理范围，取一级圆柱齿轮减速 器传动比 范围 ia=36。则总传动比的范围为 ia=936。故电动机转速的可选范围为 nd=ian 卷筒=（936）57.32=(5152063)r/min。 符合这一范围的同步转速有 750r/min，1000 r/min 和 1500 r/min。根据容量 和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号。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，选择型号为 y160l-6 的电动 机，其主要性能如表一： 堵转转矩最大转矩型号额定功率 /kw 满载转速 /(r/min)额定转矩额定转矩 质量 /kg y160l-6119702.02.0147 西南科技大学课程设计说明书 4 二、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：inn970 57.3216.92 总动电筒卷 2、分配各级传动比 (1)据指导书 p7 表 1，取齿轮。 1 i5 齿 （2） 12 iii 总齿齿 21 iii16.91 53.38 总齿齿 三、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） 轴：n970 r / min i 轴： 1 n n / i 194r / min iii 齿 轴： 2 n n/ i57.4 r / min iiiii 齿 卷筒轴：n n57.4 r / min iviii 2、计算各轴的输入功率（kw） 轴： 011 pp p9.08kw idd （） 轴： 12 p p8.63kw iii （） 轴： 23 p8.2kw iiiii pa（） 卷筒轴： 34 p7.96 kw iviii pa 3、各轴输入转矩（nm） 电动机轴输出转矩为： t =90.28n m d a 西南科技大学课程设计说明书 5 轴： 01 t t89.38n m id aa 轴： 112 t t i424.82n m iii a aa 轴： 232 t ti1364.96n m iiiii aaa 卷筒轴输入轴转矩：1351.31 n iv t 3、各轴输出转矩（nm）和功率（kw）分别乘以轴承效率 由上数据，得表如下： 输入输出输入输出 i轴9.088.989.3887.599701 ii轴8.638.46424.82416.321945 iii轴8.28.04 1364.96 1337.6657.43.38 卷筒轴7.967.8 1351.31 1324.2857.41 传动比轴 功率p(kw)转矩(n*m) 转速 四、传动零件的设计计算 1、闭式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大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40cr 调质， 齿面硬度为 260hbs。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220hbs；由于减速 器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。 10 查取教材可得： ， ， ，；25. 1 a k11 . 1 v k2 . 1 k1 . 1 k 83 . 1 1 . 12 . 111. 125. 1 k kkkk va 又由表查得各数据如下： ， ， ，取则47.2 h z8.189 e z88.0 z 10 99.0cos z (2)按齿面接触疲劳强度设计 西南科技大学课程设计说明书 6 查图可知： ；mpampa hh 610,700 2lim1lim 1 . 1 2lim1lim hh ss 则应力循环次数： 9 11 6060 970 1 8 16 3002.2 10 h nn jl 8 211 /4.46 10nni 又查图可知： 则：1 21 nn zz mpa s z h nh hp 36.636 1.1 1700 1lim 11lim 1 mpa s z h nh hp 55.554 1.1 1610 2lim 22lim 2 取、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数0 . 1 d 2 11 3 1 2 3 3 2(1) 2.47 189.8 0.88 0.992 1.83 89.38 10(5 1) 554.551.05 56.2 he hpd z z z z kti d i mm (4)、确定 中心距a 1 56.2 (1)(1 5)168.6 22 d aimm 尽量使尾数为 0 或 5,以便于制造和测量，所以初定。170amm (5)、选定模数、齿数、和螺旋角 n m 1 z 2 z 12 () 2cos n m azz 一般，。初选， 则4020 1 z 158 1 30z 10 21 1 5 30150zi z 12 2 cos2 170 cos10 1.86 30150 n a m zz 西南科技大学课程设计说明书 7 由标准模数取 ，则2 n m 12 2 cos2 170 cos10 167.4 2 n a zz m 取 12 167zz 则 12 1 167 27.8 11 5 zz z i 取 1 28z 则 2 139z 齿数比： 21 /139/ 284.96zz 与的要求比较，误差为 0.8% ，可用。于是5i 11 12 ()2 167 coscos9.47 22 170 n m zz a 满足要求。 （6） 、计算齿轮分度圆直径 小齿轮 1 1 228 57 coscos9.47 n m z dmm 大齿轮 2 2 2 139 282.995 coscos9.47 n m z dmm （7） 、齿轮宽度 1 1.0 5757 d bdmm 圆整大齿轮宽度 2 60bmm 取小齿轮宽度 1 65bmm （8） 、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可知： ； ； flim1lim2 280;260 f mpampa5.1 min f s 西南科技大学课程设计说明书 8 12 1 nn yy lim1 11 min 280 2 1373.33 1.5 fst fpn f y ympa s lim2 22 min 260 2 1346.67 1.5 fst fpn f y ympa s 取 2 346.67 fpfp mpa 根据、查表取：， 1 z 2 z 1 2.52 fa y 2 2.16 fa y 1 1.63 sa y 2 1.81 sa y ，0.75y9.0 y 又 1 57dmm 1 111 1 3 2 b 2 1.83 89.38 10 2.52 1.63 0.75 0.90 57 57 2 139.58 ffasa n fp kt yy y y d m mpa 22 21 11 fp 2.16 1.81 139.58132.85 2.52 1.63 fasa ff fasa yy yy mpa 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。 齿轮基本数据如下： 西南科技大学课程设计说明书 9 名称符号齿1齿2 齿数z28139 分度圆直径d57282.995 齿顶高ha22 齿根高hf2.52.5 齿顶圆直径da61286.995 齿根圆直径df52277.995 标准中心距a 齿宽b6560 170 2、开式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大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40cr 调质， 齿面硬度为 260hbs。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220hbs；由于减速 器要求传动平稳，所以用圆柱斜齿轮。初选。 10 查取教材可得： ， ， ，；25. 1 a k11 . 1 v k2 . 1 k1 . 1 k 83 . 1 1 . 12 . 111. 125. 1 k kkkk va 又由表查得各数据如下： ， ， ，取则47.2 h z8.189 e z88.0 z 10 99.0cos z (2)按齿面接触疲劳强度设计 查图可知： ；mpampa hh 610,700 2lim1lim 1 . 1 2lim1lim hh ss 则应力循环次数： 8 11 6060 194 1 8 16 3004.47 10 h nn jl 8 211 /1.3 10nni 西南科技大学课程设计说明书 10 又查图可知： 则：1 21 nn zz mpa s z h nh hp 36.636 1.1 1700 1lim 11lim 1 mpa s z h nh hp 55.554 1.1 1610 2lim 22lim 2 取、计算小齿轮最小直径，取齿宽系数0 . 1 d 2 21 3 1 2 3 3 2(1) 2.47 189.8 0.88 0.992 1.83 424.82 10(3.38 1) 554.551.03.38 103.04 he hpd z z z z kti d i mm (4)、确定 中心距a 2 103.04 (1)(1 3.38)225.66 22 d aimm 尽量使尾数为 0 或 5,以便于制造和测量，所以初定。225amm (5)、选定模数、齿数、和螺旋角 n m 1 z 2 z 12 () 2cos n m azz 一般，。初选， 则4020 1 z 158 1 30z 10 21 1 3.38 30101zi z 12 2 cos2225 cos10 3.38 30101 n a m zz 由标准模数取，则3.5 n m 12 2 cos2 225 cos10 126.6 3.5 n a zz m 取 12 126zz 则 12 1 126 28.9 113.38 zz z i 西南科技大学课程设计说明书 11 取 1 29z 则 2 97z 齿数比： 21 /97/ 293.345zz 与的要求比较，误差为 1.0% ，可用。于是3.38i 11 12 ()3.5 126 coscos10.1 22225 n mzz a 满足要求。 （6） 、计算齿轮分度圆直径 小齿轮 1 1 104 cos n m z dmm 1 1 104 cos n m z dmm 大齿轮 2 2 346 cos n m z dmm （7） 、齿轮宽度 1 1.0 104104 d bdmm 圆整大齿轮宽度 2 105bmm 取小齿轮宽度 1 110bmm （8） 、校核齿轮弯曲疲劳强度 查表可知： ； ； flim1lim2 280;260 f mpampa5.1 min f s 1 21 nn yy lim1 11 min 280 2 1373.33 1.5 fst fpn f y ympa s lim2 22 min 260 2 1346.67 1.5 fst fpn f y ympa s 西南科技大学课程设计说明书 12 取 2 346.67 fpfp mpa 根据、查表取：， 1 z 2 z 1 2.52 fa y 2 2.19 fa y 1 1.63 sa y 2 1.79 sa y ， 2 1.79 sa y0.9y 又 1 104dmm 2 111 1 3 2 b 2 1.83 424.82 10 2.52 1.63 0.75 0.90 104 104 3.5 113.87 ffasa n fp kt yy y y d m mpa 22 21 11 fp 2.19 1.79 139.58108.68 2.52 1.63 fasa ff fasa yy yy mpa 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。 齿轮基本数据如下： 名称符号齿1齿2 齿数z2997 分度圆直径d104346 齿顶高ha3.53.5 齿根高hf4.3754.375 齿顶圆直径da111353 齿根圆直径df95.25337.25 标准中心距a 齿宽b110105 225 五、轴的设计计算 轴的设计计算与校核： 西南科技大学课程设计说明书 13 不论何种具体条件，轴的结构都应满足：轴和装在轴上的零件要有准确 的位置；轴上零件应便于装拆和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 按承载性质，减速器中的轴属于转轴。因此，一般在进行轴的结构设计前 先按纯扭转对轴的直径进行估算，然后根据结构条件定出轴的形状和几何尺寸， 最后校核轴的强度。这里因为从动轴为轴，故只对轴进行强度的校核，对 两根轴进行尺寸的设计计算过程。 具体步骤如下： 1、小齿轮轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。 选择 45 钢正火。硬度 170217hbs 初步计算各轴段直径 （1）计算 d1，按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率 p 和扭矩 t 1 9.08p 1 89.38t 最小直径计算（查机械设计基础教材表 153 取 c=110） 西南科技大学课程设计说明书 14 1 3 3 1 9.08 11023.6 970 p dcmm n 考虑键槽1.03 23.624.3dmm 选择标准直径 1 24dmm （2）计算 2 d 21111 22 (0.07 0.1)27.4 28.8ddaddmm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=30mm； 2 d 2 d （3）计算 3 d ，且必须与轴承的内径一致， 32 (1 5)31 35ddmmmm 3 d 圆整=35mm，初选轴承型号为 6207,查附表可知， 3 d b=17mm，d=72mm，；25.5,15.2 r ckn ckn （4）计算 4 d ，为装配方便而加大直径，应圆整为标 43 (1 5)36 40ddmmmm 准直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取=40mm； 4 d （5）计算 5 d 54444 22(0.07 0.1)45.6 48ddaddmm 取 =50mm； 5 d （6）计算 6 d ，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制 63 35ddmm 和减少轴承类型。 电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称 1 d 2 d 3 d 4 d 5 d 6 d 西南科技大学课程设计说明书 15 直径 （mm） 243035405035 3、计算轴各段长度 （1）计算 1 l 半联轴器的长度 l=62mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而 不压在轴的端面上，故第一段的长度应比 l 略短一些，取 =60mm; 1 l （2）计算 2 l 21 llem 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中 d3 13 20,1.29.6lmm edmm 为螺钉直径 m8，由轴承外径 d=72mm，查表，取 d3=7mm， 式中，为箱体壁厚， 3123 (3 8)mlbccb 轴承轴承 取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得； 12 16,14cmm cmm 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂 润滑，取 =9mm， 3 所以 m=8+16+14+8-9-17=4mm, 所以 =20+8.4+4=32.4mm， 21 llem 取 =33mm； 2 l （3）计算 3 l ， 323 21712.510241.5mmlb 轴承 西南科技大学课程设计说明书 16 式中， 2 为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差， 两齿轮的宽度差为 5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为 10mm，则 mm bb 5.12 2 5 10 2 大轮小轮 小22 取 l3=42mm （4）计算 4 l ; 4 260258lbmm （5）计算 5 l 取 l5=6 544 1.41.4 (0.07 0.1) 1.4 45.6 lbad mm （6）计算 6 l 6235 -l 17 15 10636 lb mm 轴承 各段轴长度列表如下: 名称 1 l 2 l 3 l 4 l 5 l 6 l 长度/mm 60334258636 尺寸设计部分具体步骤如下： 1、大齿轮轴的材料选择、热处理方式，许用应力的确定。 西南科技大学课程设计说明书 17 选择 45 钢正火。硬度达到 170217hbs,抗拉强度 =600mpa，屈服强度=355mpa。=55mpa b e b1 2、初步计算各轴段直径 （1）按下列公式初步计算出轴的直径，输出轴的功率 p 和扭矩 t 2 8.46pmpa 2 416.32 .tn m 最小直径计算（查机械设计基础教材表 142 取 c=110） 3 2 3 2 8.46 11038.7 194 p dcmm n 考虑键槽1.03 38.739.9dmm 选择标准直径 1 40dmm （2）计算 2 d 21111 22 (0.07 0.1)45.6 48ddaddmm 因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=50mm； 2 d 2 d （3）计算 3 d 西南科技大学课程设计说明书 18 ，且必须与轴承的内经一致，圆整 32 (1 5)51 55ddmmmm 3 d =55mm，初选轴承型号为 6311,查附表可知， 3 d b=29mm，d=120mm，；71.5,44.8 r ckn ckn （4）计算 4 d ，为装配方便而加大直径，应圆整为标 43 (1 5)56 60ddmmmm 准直径，一般取 0，2，5，8 尾数，取=60mm； 4 d （5）计算 5 d 54444 22(0.07 0.1)68.2 72ddaddmm 取 =75mm； 5 d （6）计算 6 d ，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制 63 55ddmm 和减少轴承类型。 电动机轴各阶梯轴直径列表如下： 名称 1 d 2 d 3 d 4 d 5 d 6 d 直径 （mm） 405055607540 3、计算轴各段长度 （1）计算 1 l l1 段部分为插入开式齿轮的长度：b2 小齿轮=110mm， 取 l1=120mm （2）计算 2 l 西南科技大学课程设计说明书 19 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取， 13 20,1.28.4lmm edmm 其中 d3为螺钉直径，由轴承外径 d=120mm，查表，取 d3=7mm， ， 轴承轴承 bccblm 3213 )83( 式中，为箱体壁厚，取=8mm， 取轴旁连接螺栓的直径为 10mm，查得； 12 16,14cmm cmm 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂 润滑，取 =9mm， 3 所以 m=8+16+14+8-9-29=8mm, 所以 21 2088.436.4mmllem 取 ； 2 37mml （3）计算 3 l ， 323 22912.510253.5mmlb 轴承 式中， 2 为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差， 两齿轮的宽度差为 5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为 10mm，则 mm bb 5.12 2 5 10 2 大轮小轮 小22 取 l3=54mm （4）计算 4 l ; 4 260258lbmm （5）计算 5 l 544 1.41.4 (0.07 0.1) 1.4 68.4 lbad mm 取 l5=8mm 西南科技大学课程设计说明书 20 （6）计算 6 l ； 6235 -l 29 15 10846 lb mm 轴承 各段轴长度列表如下: 名称 1 l 2 l 3 l 4 l 5 l 6 l 长度/mm 120375458846 强度校核部分具体步骤如下： 输入轴 求分度圆直径：已知 1 d57mm 求转矩：已知 1 t89380n mma 求圆周力 ft，根据教材 p142 式（6.12）得： 11 ft2td2 89380 573136n 求径向力 fr,根据教材 p142 式（6.12）得： 00 n frft tan/cos3136 tan20 /cos9.471157.23na 求轴向力 fa,根据教材 p142 式（6.12）得： 0 at ff tan3136 tan9.47523.1na 轴承支反力： 6 该轴两轴承对称: 西南科技大学课程设计说明书 21 ab ll54mm 水平支反力： 12hht rrf 12 1568 2 t hh f rrn 垂直面内支反力： 1v2 0 vr rfr 1 (5454)540 vra rfm / 2523.1 57/ 214908.35 .mafadn m 得 1 716.65n v r v1 r =440.57n 作出弯矩图 7 分别求出水平面和垂直平面内各力产生的弯距： 84672n mm h ma 1 38699.1n mm v ma 2 23790.78n mm v ma 总弯距 22 hv mmm 1 93096.55n mmm a 2 87950.83n mmm a 作出计算弯矩图 8 22 )( tmmca 22 1 ()107438.03n.mm ca mmt 22 87950.83n mm ca mma 校核轴的强度 9 1.2 12 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 、 1 m m 0.8 1 m 1 0.85m =6.4、=6. 1 mm 8 轴承端盖外径 2 d 西南科技大学课程设计说明书 27 根 据机 械设计 课程设 计指导书p26，得如下表格： 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命(一年按 300 个工作日计算） lh=163008=38400h 1、计算输入轴承 初选深沟球轴承 6207，查手册有：cr=25500n,cor=15200n 由教材表 8.6 取 =1.0 p f 又 22 vh rrr 22 11 r11724n vh rr 22 22 r21628.72n vh rr 1 afa523.1n 2 a0n 轴承 i： a1/cor0.0344 由教材表 8.5，用线性插值法取 e=0.25e=0.25 a1/ r10.303e 由表 8.5 求得：x1=0.56,y1=1.75 所以 11111 ()1.00.56*1724 1.75*523.11880.865n p pfx ry a 轴承 ii ： 2p2 pf r1628.72n 轴承寿命计算： p1p2 故取p=p1=1880.865n 深沟球轴承=3 轴承端盖凸缘厚度 t(11.2) 3 d 10 轴承旁联接螺栓距离 s s 2 d 西南科技大学课程设计说明书 28 取f t=1n1970r / min 由教材 p175（8.2）式得 6 h 10 l() 60 c n p =4281738400h 预期寿命足够,所选轴承 6207 合格 2、计算输出轴承 初选深沟球轴承 6311，查手册有：cr=71500n,cor=44800n 由教材表 8.6 取 =1.0 p f 又 22 vh rrr 22 11 r11928.3n vh rr 22 22 r21502.04n vh rr a1fa500.8na20 轴承 i： a1/cor0.0112 由教材表 8.5，用线性插值法取 e=0.19e=0.19 a1/ r10.259e 由表 8.5 求得：x1=0.56,y1=2.30 所以 11111 ()2229.85n p pfx ry a 轴承 ii ： 2p2 pf r1502.04 n 轴承寿命计算 p1p2 故取 p=p1=2229.85n 深沟球轴承 =3 n2=194r/min 取 f t=1 由教材 p175（8.2）式得 6 h 10 l()2800000h38400h 60 c n p 预期寿命足够,所选轴承 6311 合格 西南科技大学课程设计说明书 29 八、键联接的选择及校核计算 1、联轴器与 i（输入）轴的联接 轴径 d1=24mm,l1=60mm 查手册 p53 选用 a 型平键，得： gb/t 1096 键 8740(a 型） 根据教材 p77（3.1）式得 p=4t1dhl=48938024740 =53.2mpap(120mpa) 2、输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接 轴径 d2=40mm l2=58mm 查手册 p53 选 a 型平键，得： gb/t 1096 键 12845(a 型） 根据教材 p77（3.1）式得 p=4t2dhl =24.83mpap(120mpa) 3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=60mm l3=58mm 查手册 p53 选用 a 型平键，得： gb/t 1096 键 181145(a 型） 根据教材 p77（3.1）式得 p=4t2dhl=57.2mpap (120mpa) 4、输出轴与齿轮 3 之间的联接 轴径 d4=40mm l4=120mm 查手册