單級圓柱直齒輪減速箱課程說明書

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1、機械設計基礎課程設計說明書設計題目： 單級圓柱直齒輪減速箱 學 院： 專業(yè)年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 2015年 7月 1日目 錄一、傳動方案擬定2二、電動機的選擇3三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比4四、傳動裝置的運動和動力設計5五、普通V帶的設計6六、齒輪傳動的設計8七、傳動軸的設計11八、箱體的設計19九、鍵連接的設計21十、滾動軸承的設計22十一、潤滑和密封的設計24十二、聯(lián)軸器的設計24十三、設計小結251計算過程及計算說明1、 傳動方案擬定 設計單級圓柱齒輪減速箱和一級帶傳動、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周

2、力F=2700N；帶速V=1m/s；滾筒直徑D=240mm；方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速箱4.聯(lián)軸器 5.滾筒 6.運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：*V/1000 (

3、KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=式中：1、2、3、4分別為帶傳動、減速箱、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取=0.96，2=0.97，.0.99，0.96則：總=0.960.970.990.96 =0.89所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000總 =(2.71)/0.89 =3.03 (kw)3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒601000V/（D） =(6010001)/（240） =79.58 r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出電動機類型取1500r/min電動機型號：（如下表）電動機型號額定功率（kw）電動機轉速(r/min

4、)同步轉速滿載轉速Y112M4-4415001440三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n1、可得傳動裝置總傳動比為： i=nm/nw=1440/79.58 =18.09總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比 i=i1i2 （式中i0、i分別為帶傳動和減速箱的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比： 取i1=3.6（普通V帶 i=24） I2=5（減速箱）所以： i=i1i2 =3.65=18四、傳動裝置的運動和動力設計：1、運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉數(shù)：高速軸：n=nm/ i1=1440/3.6=400（r/min）低速軸：

5、n= n/ i2=400/4.445=80r/min （2）計算各軸的功率：高速軸： P1=Pd1 =40.96=3.84（KW）低速軸： P2= P123 =3.840.980.97 =3.65（KW）（3）計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： T=9550Pd/nm=95504/1440=26.53 Nm 高速軸： T1=9550Pd/n1=91.68 Nm 低速軸： T2=9550Pd/n2=435.72 Nm i1為帶傳動傳動比 i2為減速器傳動比綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功率P （KW）轉矩T （Nm）轉速nr/min傳動比 i輸入輸出輸入輸出電動機軸426.5314403.6

6、高速軸3.8491.684005低速軸3.65435.7280五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.14=4.4（ KW） 根據(jù)課本表13-11得知其交點在A型交界線處，故A型方案 （2）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm帶速驗算： V=n1d1/（100060）=7.54 m/s介于525m/s范圍內，故合適 （3） 大帶輪直徑 d2=n1d1/n2=i1d1=360mmKA=1.1 推薦的A型小帶輪基準直徑為75mm125mm 取d2=375mm (雖使n2略有增加，但其誤差小于5%，故允許) （4）確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d

7、2）a02（d1+d2） 0.7（100+375）a02（100+375） 332.5 a0950 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+375）/2+（375-100）2/(4500) =1783.94mm 由表9-3選用Ld=1800 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1800-1783.94)/2=508.03mm （5）驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =148.98120 合適 （6） 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =4.4/（1

8、.32+0.17）1.010.92） = 3.178 故要取4根A型V帶 P0=1.32P0=0.17K=0.92KL=1.01六、齒輪傳動的設計：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù) Z1=25 ，u=5， Z2=Z1u=255=125（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查課本表6-6 取K=1.2 小齒輪名義轉矩T1=9.55106P/n1=9.551063.8

9、4/400 =94680 Nm 材料彈性影響系數(shù) 由課本表6-7 ZE=189.8 區(qū)域系數(shù) ZH=2.5 許用應力 查課本 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 則 取兩式計算中的較小值，即H=560Mpa于是 d1 = =57.45mm (4)確定模數(shù) m=d1/Z157.45/2.5=2.298 取標準模數(shù)值 m=2.5(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 小輪分度圓直徑d1=mZ=2.525=62.5mm齒輪嚙合寬度b=dd1 =162.5=62.5mmb2=65mm b1=b2+(510)mm=70mm復合齒輪系數(shù) YFS1=2.85 YFS2=2.18YSa1=1.54 Y

10、Sa2=1.79許用應力 查圖6-22（a） Flim1=245MPa，F(xiàn)lim2=220Mpa，SF=1.25 則 計算大小齒輪的并進行比較 取較大值代入公式進行計算 則有=98.89F2故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算 d1=mZ=2.525=62.5mm d2=mZ1=2.5125=312.5 mma=m（Z1+Z2）/2=2.5（25+125）/2=187.5 mm取小齒輪寬度 d1=62.5 mm，d2=312.5mm（7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =60400/（601000） =1.31m/s對照表6-5可知選擇8級精度合

11、適。七 軸的設計1.齒輪軸的設計(1)按扭轉強度估算軸的直徑選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=3.84 KW 轉速為n1=400r/min ,c=11d(2)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=25mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f=（4-1）15+29=63 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=30mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度L2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用滾子軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用N208型軸承，其

12、尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=18mm 右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于軸承的內圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 11mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為67.5mm，分度圓直徑為62.5mm，齒輪的寬度為62.5mm，則，此段的直徑為D5=67.5mm，長度為L5=62.5mm 右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=48mm,長度取L6= 11mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直

13、徑：d1=62.5mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =91680 Nm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=291680/62.5=29337.6N 求徑向力FrFr=Fttan=29337.6tan200=10678.01NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =5339 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=314.1 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的彎矩：MC1=

14、MC2=RA62=19.47 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=73.14Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=8.59 Nm-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=35.41

15、000/(0.1303)=13.11 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： P的值為前面第10頁中給出在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Z=4D1=25mmL1=60mmD2=30mmL2=60mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=11mmD5=67.5mmL5=62.5mmD6=48mmL6= 11mmD7=40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm=0.6MeC2=73.14Nm-1=60Mp

16、aMD=35.4Nm 輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217255HBS軸的輸入功率為P2=3.65 KW 轉速為n2=80 r/min根據(jù)課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉矩TC=KAT=1.3435.72=566.436Nm，查標準GB/T 50142003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)

17、軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=112mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=60mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用N211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為312.5mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=6

18、3mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=13mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=20mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=312.5mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =91680Nmm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=291680/312.5=586.752N 求徑向力FrFr=Fttan=3762.96tan200=1369.61NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/

19、2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 684.81 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=307.56Nm ,由課本表1

20、3-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：D1=45mmL1=84mmD2=52mmL2=60mmD3=55mmL3=36mmD4=65mmL4=63mmD5=66mmL5=13mmD6=55mmL6=20mmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRA=RB=1881.48Nm

21、RA=RB=684.81 NMC=116.65NmMC1= MC2=41.09 NmMC1=MC2=123.68NmT=508.0 Nm=0.6MeC2=307.56Nm-1=60MpaMD=33.45Nm繪制軸的工藝圖（見圖紙）八箱體結構設計(1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內和潤滑油飛濺出來。(2)放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(

22、4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內熱漲氣自由逸出，達到集體內外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調整。(6)定位銷：為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔

23、位置不應該對稱布置。(7)調整墊片：調整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調整軸承間隙。有的墊片還要起調整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置：在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距

24、l 150軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126,，22,，18df， d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60，44大齒輪頂圓與內機壁距離110齒輪端面與內機壁距離2 9機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D2120， 140軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2九鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=25mm,L1=60mmA鍵

25、87 GB1096-79 L=L1-b=60-8=52mmT=91.68Nm h=7mm根據(jù)課本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=491.681000/（25752） =40.3Mpa R (110Mpa)2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d4=60mm L4=63mm T2=435.72NmB鍵128 GB1096-7 L=L2-b=60-18=42mm h=8mm p=4 T/（dhL）=4435.721000/（60863） = 87Mpa p (110Mpa)3、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=45mm L3=84mm T=435.77Nm查手冊P51 選用A型

26、平鍵鍵149 GB1096-79l=L3-b=82-14=68mm h=9mmp=4T/（dhl）=4435.771000/（45968）=63.29Mpa p (110Mpa)十滾動軸承設計根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh103658=29200小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=10678.0N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇N208軸承 Cr=29.5KN由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到

27、Fr徑向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表11-5，選擇N211軸承 Cr=43.2KN由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格十一、密封和潤滑的設計1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1) 對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪

28、動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。十二聯(lián)軸器的設計（1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算計算轉矩TC=KAT=1.3435.72=566.436Nm,其中KA為工況系數(shù)，由課本表14-1得KA=1.3（3）型號選擇根據(jù)TC，軸徑d，軸

29、的轉速n， 查標準GB/T 50142003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩T=1250Nm, 許用轉速n=3750r/m ,故符合要求。十三、設計小結 機械設計課程設計是我們第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)，進行經(jīng)驗估算和數(shù)據(jù)處理等。鍵12826