毕业论文（设计）：单级圆柱齿轮减速器设计.doc

机 械 设 计 课 程 设 计 单级圆柱齿轮减速器设计 计 算 说 明 书 学院 专业设计者 指导教师 年 月 日 （ ） 目 录机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定. 1二、电动机的选择 .1三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比. .2四、传动装置的运动和动力设计 .2五、普通V带的设计. .3六、齿轮的设计.6七、轴的设计.10八、键连接的设计16九、联轴器的设计16十、润滑和密封的设计17十一、箱体的各结构设计说明17十二、设计小结.18计算项目计 算 及 说 明计 算 结 果设计题目原始数据方案初拟设计简图电动机选用传动比各轴转速计算各轴功率计算各轴转矩计算V带设计工作载荷计算选择V带确定带轮直径中心距计算计算带的基准长度确定带根数计算带拉力计算压轴力带轮结构设计齿轮设计齿数确定强度校核计算小齿轮分度圆直径圆周速度计算载荷系数模数计算分度圆直径计算齿宽设计中心距确定齿根弯曲疲劳强度校核查表查相关系数校核计算结构设计齿轮轴的设计轴的基本直径各段轴长度和直径的确定键的设计轴的受力分析低速轴的设计轴基本直径的确定确定轴各段直径和长度键的设计一、传动方案拟定、工作条件：工作条件：连续工作，单向运载，载荷变化不大，空载启动。单极减速机小批量生产，使用期限八年，每日两班制工作。、原始数据： 传送带主动轴所需扭矩T=900N.m；带速V=1.5m/s；鼓轮直径D=320mm；3、方案拟定： 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便，故选V带。1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，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、电动机容量选择：根据已知条件，工作机的效率为：w=滚=0.970.97=0.94工作机功率：=/9550w=9550Dw =1.59006095500.320.94 =8.98 （KW）电动机的输出为：总=V带.滚.滚.齿.联 =8.980.960.980.980.970.98=10.25KW根据机械设计手册附表K取电动机功率p=11KW3、确定电动机的转速及传动比由=nD/601000m/s 可得滚筒转速：601000/（D） =(6010001.5)/（320）=89.52 r/min根据（P13）表3.2推荐传动比范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=24。取带传动比 =35 。则总传动比理论范围为：620。故电动机转速的可选范围 =(620)89.52=537.121790.4r/min则符合这一范围的同步转速有：1000和1500 r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)同步转速满载转速1Y160L-61110009702Y160M-411150014603Y180L-811750730综合考虑电动机和传动装置选Y160L-6三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：1.由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为： = / =970/89.52=10.84且总传动比等于各传动比的乘积。分配传动装置传动比：= 2、分配各级传动装置传动比： 根据（P13）表3.2，取=3（普通V带 i=24）因为：所以： / 10.84/3=3.6四、传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由电动机卷筒依次定为0轴，1轴，.以及,，.为相邻两轴间的传动比，.为相邻两轴的传动效率，.为各轴的输入功率 （KW），.为各轴的输入转矩 （Nm）,.为各轴的输入转速 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1） 计算各轴的转速：0轴 =970（r/min） 1轴：=/ i=970/3=323.33 （r/min）2轴：= / i=323.33/3.6=89.81 r/min 卷筒轴：= =89.81 r/min（2）计算各轴的功率：1轴： = =Pd=10.250.96=9.84（KW）2轴： = 12= =9.840.970.98=9.35（KW）卷筒轴： = = =9.350.980.98=8.98（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： =9550/=955010.25/970=100.91Nm1轴： = 9550/= 95509.84/323.33=290.64 Nm 2轴： =9550/=95509.35/89.81=994.24Nm卷筒：= 9550/=95508.98/89.81=955Nm综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率电动机轴10.25100.9197030.96轴9.84290.64323.333.60.951轴9.35994.2489.811.000.960卷筒轴8.9895589.81 （4）计算各轴的输出功率： 由于12轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故: =轴承=9.840.98=9.64 Kw =轴承=9.350.98=9.16Kw 计算各轴的输出转矩: 由于12轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率,则：=轴承=290.640.98=284.827Nm =轴承=994.240.98=974.355Nm五、 V带的设计1确定输送机计算功率 此为带式输送机且载荷变动小，所以由课本（P156）表8-7查得工况系数=1.1=1.111=12.1Kw2选取V带型号根据=12.1Kw，=970（r/min）参考图（课本P157）8-11选带选择B型V带=140mm。3确定带轮直径 , 1) 选小带轮直径参考图(课本P152）表8-4a选取=140mm2) 验算带速=7.11m/s 满足要求3) 确定从动轮基准直径=3140=420mm取标准值（P157）表8-8 =400mm4) 计算实际传动比=2.85715) 验算传动比相对误差理论传动比=3传动比相对误差 =4.76%6.确定V带根数1) 确定额定功率 由及查表(课本)8-4a用插值法求得=2.111(kw)2) 确定各修正系数 功率增量查表（课本p153）8-4b得=0.306(kw)包角系数查表（课本p155）8-5得=0.93长度系数查表（课本p146）8-2得=0.903) 确定V带根数 =5.98选择6根B型V带7确定单根V带出拉力查表(课本p149)8-3得单位长度质量=0.18 =248.51N8计算压轴力 =sin（/2） =26248.51sin(156/2)=2916.81N9带轮结构设计 小带轮=140mm采用腹板式结构 大带轮=400mm采用腹板式结构 计算带轮轮宽B查表(课本p161)8-10 B=（）+2 =（6-1）19+211.5=118mm 六、齿轮的设计 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1) 类型选择：根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2) 精度选择 输送机为普通减速器，输送机为一般工作机，速度不高，查表（课本P210）表10-8取8级精度3) 材料选择根据（课本P145）表10-1 由表5.6选择小齿轮材料为40Cr调质处理齿面硬度大齿轮材料为45钢调质处理齿面硬度为两轮齿面硬度差为40，在2550之间，故合格。4) 初选齿数 小齿轮齿数25 大齿轮齿=253.6=90实际传动比为90/25=3.62按齿面接触疲劳强度设计1) 确定设计公式中各参数初选载荷系数=1.32) 小齿轮传递的转矩 = 9550/= 95509.84/323.33=290.64Nm 3）选取齿宽系数查表10-7（课本P205） =14）弹性系数查表5.11（课本P201） =189.8MPa5）小、大齿轮的接触疲劳极限、根据（课本P209）图10-21 =650Mpa =540Mpa6）应力循环次数 =60=60323.331（283008）=7.4 =/u=7.4/3.6=2.17）接触寿命系数、查图10-19（P207）=0.98 =0.998）计算许用应力 取失效率为1%查表5.10（P161）取安全系数S=1 =637MPa =534.6MPa9） 计算端面重合度（P160）= = =1.7210） 计算重合度系数 =0.872设计计算1) 试算小齿轮分度圆直径取=534.6Mpa =2.59（节点区域系数）=2.32=91.25mm2) 计算圆周速度 =1.5453） 计算齿宽b b=191.25=91.25mm 4）计算齿宽与齿高之比 模数=3.65 mm 齿高h=2.25=2.253.65=8.21mm =11.113) 计算载荷系数K 查表10-2（课本P193）得使用系数.00根据=1.545 8级精度查图10-8（课本P194）得动载系数=1.10.直齿轮：=1由表10-4课本（p196）用插值法查的8级精度，小齿轮相对支承对称分布时，=1.358K=1.001.51511.358=2.0574) 按照实际的载荷系数校正所算分度圆直径 =91.25=106.33mm3主要几何尺寸计算1) 计算模数mm=4.25取m=42) 计算分度圆直径、 =m=4=100mm =4=230mm3) 齿宽b b=mm 4）中心距a=m（）/2=4=230mm5)齿高hh=2.25m=2.25=9mm4校核齿根弯曲疲劳强度 1) 确定验算公式中各参数 小大齿轮的弯曲疲劳强度极限、查图10-20（c）（课本P208） =450Mpa=375Mpa弯曲寿命系数、查图10-18（课本P206） =0.91 =0.92 尺寸系数 查图5.25（P162）计算许用弯曲应力、取失效率为1 %，取最小安全系数有式子所以有=327.6Mpa =276MPa重合度系数=0.25+0.25+=0.686齿形系数，查表10-5（课本P200）=2.62=2.20应力修正系数，查表10-5（课本P200）=1.59=1.782) 校核计算 =85.42Mpa=85.42=80.30MPa弯曲强度满足要求5静强度校核传动平稳，无严重过载，载荷变动小，不需静强度校核6结构设计大齿轮采用孔板式小齿轮与轴制成齿轮轴7.结构尺寸及相关参数名称代号小齿轮大齿轮 a2020 m44 z2590 b10095 44 55 h99 108368 90350 93.97338.29 S6.286.28 d100360 a 230七、轴的设计1齿轮轴设计1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键1估算轴的基本直径此轴为齿轮轴故应该同齿轮选用同种材料用40Cr，调质处理，估计轴直径d由表15-1（课本P362）查得查表15-3（课本P370）取=112，由公式112=34.97mm所求d应为受扭部分的最细处，即装带轮处的轴径，该处有一键槽，故轴径应增大3%即d=1.0336.02mm取标准值d=35mm2确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%，根据上述基本直径的确定选取 =35mm 带轮的宽度 B=（）+2=（6-1）19+211.5=118mm 为保证轴端挡圈能压紧带轮，此段长度应略小于带轮的宽度，故取第一段长度L=115mm右起第二段为带轮的轴肩，第二段直径比第一段略大，取=40mm，根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，由减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖的总宽度为20mm，则取第二段的长度=50mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6210型轴承，其尺寸为dDB=509020，两端轴承一致，那么该段的直径为=50mm，为方便定位及拆卸，取长度为=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取=55mm，该段长度直接反应齿轮端面到内壁的距离，取20，另外考虑铸造误差留取5mm，则该段长度取= 25mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为108mm，分度圆直径为100mm，齿轮的宽度为100mm，则，此段的直径为=108mm，长度为=100mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，为保证结构的对中行，该段应与第四段取值相同，取=55mm， 长度取= 25mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，两轴承一致，取轴径为=50mm，长度=20mm，所以高速轴长度为L=355mm3传动零件的周向固定及其他尺寸根据带轮出直径和长度，带轮处采用A型普通平键，键（GB1095-1990,GB1096-1990）机械设计课程设计P271为加工方便，参照6210型轴承安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm轴端倒角为4轴的受力分析1) 求轴传递的转矩29.064Nmm 2) 求轴上作用力齿轮上圆周力=5812.8N齿轮上的径向力=2115.6N3) 确定轴的跨距左右轴承的支反力作用点到齿轮作用力作用点的距离为：0.520+25+0.5100=85mm带轮作用点到最近轴承作用点的距离为：0.5115+50+200.5=117.5mm5. 按当量弯矩校核轴的强度1）作轴的空间受力简图 （ 图a）2）作水平面受力图和弯矩图（图b）已知带轮压轴力2916.81N3875.04N=3073.82N M=3.433）求垂直面受力图和弯矩图（图c）N02.4 4)求合成弯矩图（图d） M= 所以有M=3.43 M=3.54 5)作转矩T图（图e）T=29.064 6)校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面做弯矩合成强度校核计算。按照第三强度理论，计算应力此扭转切应力为脉动循环变应力所以0.6对于直径为d的圆轴，弯曲应力为扭转切应力为所以有轴的弯矩合成强度条件为=M为轴所受的弯矩W为轴的抗弯截面系数查表15-1（p373）W0.1所以轴承1处W=1.3齿轮轴出W=0.1=1所以有=2.64MPa=3.54MPa故轴的强度合格2低速轴的设计1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器1.估算轴的基本直径选用45钢，正火处理估计直径由表15-1（课本p362）查得126=59.27mm所求得d为受扭部分的最细处，由于该处装联轴器且一键槽估值径应增大3%即61.05mm取值d=60mm，设计手册P278初选联轴器HL4Y2.确定轴各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应该增加3%，取60mm，查课程设计书，选用HL5Y型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为142mm,为方便定位取轴段长=140mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取65mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取距离为40mm，由减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖的总宽度为20mm故取该段长为=60mm3）右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6214型轴承，其尺寸为dDB=7012524，那么该段的直径为70mm，由于齿轮伸出两毫米，套筒长27mm，轴承安装为24mm，故长度为=53mm4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加3%，直径取=75mm，齿轮宽度为95mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为=93mm5）右起第五段，考虑齿轮的轴环定位,定位轴环，取轴环的直径为85mm ,长度取=7mm6）右起第六段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为=75mm ,长度取=20mm7）右起第7段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为=70mm，长度=24mm3.传动零件的周向固定及其他尺寸齿轮及联轴器均用A型普通平键连接齿轮处为键18 联轴器处为键14，参照6209型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm，轴端倒角为2采用V带传动选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机查表：滚=0.97平带=0.97V带=0.96滚=0.98齿=0.97联=0.98选Y160L-6=9.84KW=9.35KW=8.98Kw=100.91Nm=290.64 Nm=994.24Nm=955 Nm=10.25Kw选择B型V带=140mm=7.11m/s满足速度要求（5m/s25 m/s）取=400mm=2.8571取=650mm=1326mm取=1400mma=602.5mm取655mm取=592mm=156=2.111(kw)=0.306(kw)=0.93=0.90Z=6=248.51N=2916.81N=140mm采用腹板式结构=400mm采用腹板式结构选用直齿圆柱齿轮传动取8级精度小齿轮材料为40C，调质处理齿面硬度大齿轮材料为45钢，调质处理齿面硬度为=25=90u=3.6=1.3=1=189.8MPa=650Mpa=540Mpa =0.92=0.93=637MPa=534.6MPa=1.72=0.87=91.25mm=1.545m/s合格K=2.057=106.33mmm=4=100mm=360mm取=100mm=95mm a=230mm=450Mpa=375Mpa=0.91=0.92=1=327.6MPa =276MPa=0.686=2.62=2.20=1.59=1.7885.42Mpa=80.30MPa大齿轮采用孔板式小齿轮与轴制成齿轮轴 C=126d=60mm=35mm L=115mm=40mm=50mm选用6210型轴承=50mm=20mm=55mm= 25mm=108mm=100mm=55mm= 25mm=50mm=20mmL=355mm3875.04N3073.82N M=3.432906.4N02.4M=3.43 =3.54T=290.64=0.6=2.64MPa=3.54MPa轴的强度合格 60mm=140mm65mm=60mm选用6213轴承70mm=53mm=75mm=93mm85mm=7mm=75mm=20mm=70mm=24mm轴的受力分析轴强度的校核键的设计联轴器的设计润滑和密封设计结构设计设计小结参考文献4轴的受力分析1）求轴传递的转矩994.24Nmm2）求轴上作用力电动机空载启动 不受压轴力齿轮上圆周力5523.56N齿轮上的径向力2010.41N3）确定轴的跨距左右轴承的支反力作用点到齿轮作用力作用点的距离为：0.524+20+7+0.595=86.5mm5.按当量弯矩校核轴的强度1）作轴的空间受力简图 （ 图a）2）作水平面受力图和弯矩图（图b）1005.2NM=8.693）求垂直面受力图和弯矩图（图c）2761.78N2.394） 求合成弯矩图（d）M=2.545） 作转矩T图（图e）T=994.246）校核轴的强度已知轴的弯矩和扭矩后，可针对某些危险截面做弯矩合成强度校核计算。按照第三强度理论，计算应力此扭转切应力为脉动循环变应力所以0.6对于直径为d的圆轴，弯曲应力为扭转切应力为所以有轴的弯矩合成强度条件为=M为轴所受的弯矩W为轴的抗弯截面系数查表15-1（p373）W0.1所以齿轮轴出W=0.1=0.4所以有=6.35MPa 故轴的强度合格综上，轴的强度满足要求八.键连接的设计1高速轴处轴段直径为35mm轴长为115mm，选用A型平键1070（GB1905-1990,GB1906-1990）有效键长有效键长=62mm按抗压强度计算66.97MPA=110MPa强度满足要求2低速轴齿轮处轴径选用A型普通平键 2080 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长有效键长=60mm抗压强度计算73.65MPa110MP强度满足要求联轴器处选用A型普通平键 18100 （GB1905-1990，GB1906-1990）键长L=100 抗压强度计算70.07MPa110MP强度满足要求九、联轴器的设计两轴间相对位移较小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高故选用弹性柱销联轴器。载荷计算：计算转矩1.3994.24=1292.512得根据，轴径d，转速n查标准GB5014-1985选用HL5Y弹性柱销联轴器，符合要求十一、 润滑和密封的设计1) 齿轮：传动件圆周速度小于12m/s，采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.350.75L/kw，根据运动粘度查表5.13（P182）查阅润滑油牌号为工业式齿轮油L-CKB320(GB5903-1995) 滚动轴承：传动圆周速度小，采用脂润滑，承载能力高，不易流失，便于密封和维护。选用滚珠轴承脂（SY1514-1982）2) 密封:滚动轴承增加密封圈，防止灰尘进入造成轴承磨损。 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑十一、箱体的各结构设计说明为保证减速器正常工作，应考虑油池注油，排油面高度，加工及装拆检修，箱座的定位，吊装等附件的设计1) 检查孔：为检查传动件的啮合情况并向箱内注入润滑油，应在箱体的适当位置设置检查孔，平时检查孔盖板