课程设计说明书 格式.doc

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1、2011/2012学年 第2学期机械设计课程设计说明书题目名称 展开式二级圆柱齿轮减速器学院（系） 专 业 班 级 学 号 姓 名 指导教师 高瑞贞河北工程大学2012年5月课程设计任务书设计数据：运输带传递的有效圆周力F=740N运输带速度V=1.2m/s滚筒的计算直径D=300mm设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件：工作时间10年，每年按300天计 单班工作（每班8小时）。传动示意图如下：目 录1、电机的选择032、传动装置的运动和动力参数 053、V带的设计 064、减速器输入轴齿轮的设计085、输出轴齿轮的设计116、输入轴的设计147、输出轴的设计238、减

2、速箱的结构尺寸279、轴承端盖的参数2910、轴承的参数3011、齿轮的参数3012、带轮的参数31一、选择电机3二、确定传动装置的总传动比和分配传动比：3三、计算传动装置的运动和动力参数：4四、设计V带和带轮：5FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N153、箱体结构应具有良好的工艺性18一、选择电机1. 工作机所需功率Pw：Pw=740*1.2/1000=0.888带传动效率：0.95每对轴承传动效率：0.95圆柱齿轮的传动效率：0.975联轴器的传动效率：0.99 卷筒的传动效率：0.96说明：-电机至工作机之间的传动装置的总效率：=* =0.96*0.99*0.

3、96*0.993*0.96 =0.717n=76 .43r/min 2.确定电机转速：查机械设计课程实际第7页表2.1： 取V带传动比i=24 二级圆柱齿轮减速器传动比i=840 所以电动机转速的可选范围是： n=n*i=917.211005.92 r/min 初选电动机同步转速为1500 r/min 根据电动机所需功率和转速查手册第167页表12-1查出电动机型号为Y90L4。其额定功率为1.5KW，工作输出功率为1.45KW。基本符合所需设计要求。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比： 总传动比：i= =18.32平均传动比：= =2.64 分配传动比：取 =2.2 ； =3.5则 =4

4、.3注：i为带轮传动比，为齿轮传动比， 为链传动比三、计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、 3轴,。,-依次为电机与轴1，轴1与轴2， 轴2与轴3之间的传动效率。1.各轴转速： n=636.36 r/min n=181.82 r/min n=75.76 r/min 2.各轴输入功率：P=P*=1.5*0.95=1.178 kw P=P*=1.178*0.975=1.149 kw P=P*=1.149*0.95=1.09 KW 3.各轴输入转矩：T=9550=9550*=10.23 Nm T=9550=21.38 Nm T=9550=72.96 Nm T

5、=9550=166.35 Nm 四、设计V带和带轮： 1.设计V带 确定V带型号 查课本P表13-8得：K=1.1 则 计算功率P P=K*P=1.1*1.24=1.364kw 根据P=1.364 kw n=1400 r/min, 由课本P图13-15，选择Z型V带。取d=80 mm d=i*d*(1-)=217.8mm 查课本P表13-9取d=224mm 为带传动的滑动率=0.010.02验算带速：V= = =5.86 m/s 带速在525 m/s范围内，合适取V带基准长度L和中心距a：初步选取中心距a： a=1.2(d+d)=1.5*(80+224)=364.8 mm，取a=400 mm符

6、合0.7(d+d) a 2(d+d)由课本P式（13-2）得： L=2a+(d+d)+=1290.24 mm查课本P表13-2取L=1400 mm由课本P式13-16计算实际中心距： a=a+=455 mm验算小带轮包角：由课本P式13-1得： =180-*57.3=162120 求V带根数Z：由课本P式13-15得： Z=查课本P表13-3得， P=0.35查课本P表13-5得, P=0.03查课本P表13-2得, K=1.14查课本P表13-7得, K=0.95 则 Z=3.3取Z=4求作用在带轮轴上的压力F： 查课本P表13-1得q=0.06 kg/m， 故由课本P式13-17得单根V带

7、的初拉力： F=*+qV =*+0.06*10.55 =49 N作用在轴上压力： F=2 Z Fsin=2*4*39*sin=387N 五、齿轮的设计1.第一级减速齿轮的设计 a.选择材料及确定许用应力 由课本P表11-1 小齿轮用45钢调质 齿面硬度197286HBC 大齿轮用45钢 齿面硬度156217HBC =600 Mpa =460 Mpa =380 Mpa =320 Mpa 由课本P表11-5 ， 最小安全系数 S=1.0, S=1.25 =700 Mpa =600 Mpa =480 Mpa =360 Mpab.按齿面强度设计 设齿轮按8级精度制造， 由课本P表11-3 取载荷系数K

8、=1.5 由课本P表11-4 齿宽系数=0.8 取Z=188 标准齿轮Z=2.5由课本P式11-3，d =39.84 mm取Z=32,则Z=i*30=112 传动比误差=0.00355% 在误差范围内 可取模数m=1.245 由课本P表4-1 取m=2齿宽b=d=0.8*39.84=31.9 mm取b=32 mm b= b+8=40 mm实际上d=Z*m=19*2=45mm d=Z*m=82*2=168 mm中心距 a=129 mmc.验算轮齿弯曲强度 由课本P图11-8 ， P图11-9得， 齿形系数Y=2.56 Y=1.63 Y=2.15 Y=1.81 由课本P式11-5得， = =116

9、 Mpa = =108 Mpad.齿轮的圆周速度 V=1.5 m/s对照表11-2课本P,可知选用7级精度是可以的e.计算齿顶圆半径及齿根圆半径 齿顶高 h=h*m 齿根高 h=（h+c）m 齿顶圆半径 d=d+2h 齿根圆半径 d=d-2h 由课本P表4-2 h=1.0 c=0.25 得， h=1.5 h=1.9 h=1.5 h=1.9 d=48 mm d=171 mm d=41.2 mm d=164.2 mm六、轴的设计1. 输入轴的设计： 材料：选用45号钢调质处理。查课本P页表14-2 取=35 Mpa C=110根据课本P式14-2得： dC=110*=14.39mm考虑到键槽対轴的

10、削弱，将轴径增大5%， 即取d=18.9*1.05=14.82 mm轴的装配方案如下为了满足带轮的轴向定位要求在轴的- 需要制造一个轴肩。现取第一段的直径为16mm，第二段的直径为18mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端的直径取挡圈的直径D=20mm。现取齿轮距箱体内壁之间的距离a=10mm，在确定滚动轴承定位时应距离内壁的一段距离取2mm，则V段=12mm，已经滚动轴承的宽度T=12mm，小齿轮的宽度=40mm，则段=90mm。由于小齿轮的分度圆直径=45mm，齿顶圆直径=48mm，则段=46mm。由于此轴仅承受径向力，故选用单列深沟球轴承。查表（GB/T276-1994），试选用深沟球轴承62

11、04，其参数为：d=20mm；D=47mm；B=14mm。轴承右端用轴承端盖固定，左端制造一个轴肩进行轴向定位，故=25mm。由减速器及轴承端盖的设计而定，轴承端盖总宽度为15mm，为了便于轴承端盖的拆装和及时对轴承添加润滑脂，因此取端盖与带轮右端面距离为30mm，所以段的长度为45mm。段=2*16=32mm2轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键。按照轴的直径，查表（10-9）得平键的参数：b=5mm；h=5mm。键槽采用铣刀加工，长度为20mm。同时为了保证带轮与轴配合具有良好的对中性。故采用。轴承的轴向定位采用过渡配合来保证，此处选取轴的直径尺寸公差为。3. 确定轴上圆角和倒角尺

12、寸 取轴端的倒角为1.0mm，各轴肩处的圆角半径r=1.5mm4. 校核该轴和轴承： 作用在2、3齿轮上的圆周力 F= =950 N 径向力: F= F*tan=950*tan20=345.77 N 求垂直面的支反力： F= =172.885 N F= F_F =172.9 N 求水平面的支撑力： F= F= =475 N 计算、绘制水平面弯矩图： M= F=172.9*=4.06 Nm M=F(+)- F =4.05 Nm求合成弯矩图，按最不利情况考虑： Ma=37.47 Nm Ma=60 Nm 求危险截面当量弯矩： 从图可见，B-B,C-C处截面最危险， 其当量弯矩为：（取折合系数=0.6

13、） M=65.89 Nm M= =46.3 Nm 计算危险截面的直径： 因为材料选择45调质，查课本P表14-1得=650Mpa，查课本P页表14-3得许用弯曲应力=60Mpa，则：C-C截面：d =22.27mm67.5mmB-B截面：d =19.78mm48mm 所以该轴是安全的。 轴承寿命校核：轴承寿命可由式L=进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以P=f，查课本表16-9，10取f=1,f=1.5取= F=902.86NF=1142.83N则L=10y， 轴承使用寿命在10年范围内，因此所该轴承符合要求。弯矩及轴的受力分析图如下:3. 输出轴的设计 1、按扭矩初算轴径选用45#

14、调质钢，硬度（217255HBS），根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mmd=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和

15、箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (

16、2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根

17、据实际条件，轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承 （1）已知n=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型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.6

18、8FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=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、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P2

19、63表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八、链传动的设计1. 链轮齿数由表（1312）知，选=25，大链轮的齿数=*=25*2.38=59.5。 所以取=59实际传动比 =3.36 误差远小于5%，故允许。2. 链条节数初选中心距 =40P 由式（1321）得=2+ = 1243. 计算功率 由表（1313）查得=1.0 故 = *=1.0*1.149=1.15 km4. 链条节距 由式（1325） =估计此链传动工作于图1333 所示曲线顶点左侧（即可能出现链板疲劳破坏）。由表（1333）： =1.25 采用单排链时，取=1.

20、0 故 =0.92 Kw由图1333查得当n=181.82r/min时，10A链条传递功率为2 kw 0.92 kw 故合格，其参数：p=15.875mm；排距=18.11mm。5.实际中心距 a=40p=40*15.875=635 mm 6计算链速 由式（1320） V=1.2 m/s7. 作用于轴上的压力 经验所述 =(1.21.3)F 取=1.3F F=1000*=958 N =1.3F=1245 N 九、减速器机体结构及尺寸 箱体一般用灰铸铁HT150或HT200制造。对于重型减速器也可以采用球墨铸铁或铸钢制造。在单件生产中，特别是大型减速器，可采用焊接结构，以减轻重量，缩短生产周期。

21、 箱体结构的设计要点减速器的箱体是支持和固定轴及轴上零件并保证传动精度的重要零件，其重量一般约占减速器总重量的4050，因此，箱体结构对减速器的性能、制造工艺、材料消耗、重量和成本等影响很大，设计时务必综合考虑，认真对待。减速器箱体的设计要点如下： 箱体应具有足够的刚度（1）轴承座上下设置加强筋。（2）轴承座房设计凸台结构。凸台的设置可使轴承座旁的联接设计凸台结构要注意下列几个问题：a 轴承座旁两凸台螺栓距离S应尽可能靠近。对无油构箱体（轴承采用油脂润滑）取SD2，应注意凸台联接螺栓（d1）与轴承盖联接螺钉（d3）不要互相干涉；对有油沟箱体（轴承采用润滑油润滑），取SD2，应注意凸台螺栓孔（d

22、1）不要与油沟相通，以免漏油。D2则为轴承座凸缘的外径。b 凸台高度h的确定应以保证足够的螺母搬手空间为准则。搬手空间根据螺栓直径的大小由尺寸C1和C2确定。c 凸台沿轴向的宽度同样取决于不同螺栓直径所确定的C1+ C2之值，以保证足够的搬手空间。但还应小于轴承座凸缘宽度35mm.，以便于凸缘端面的加工。（3）箱座的内壁应设计在底部凸缘之内。（4）地脚螺栓孔应开在箱座底部凸缘与地基接触的部位；不能悬空。（5）箱座是受力的重要零件，应保证足够的箱座壁厚，且箱座凸缘厚度可稍大于箱盖凸缘厚度。2、确保箱体接合面的密封、定位和内部传动零件的润滑。为保证箱体轴承座孔的加工和装配的准确性，在接合面的凸缘上

23、必须设置两个定位用的为保证箱盖、箱座的接合面之间的密封性，接合面凸缘联接螺栓的间距不宜过大，一般不大于150180mm，并尽量对称布置。如果滚动轴承靠齿轮飞溅的润滑油润滑时，则箱座凸缘上应开设集油沟，集油沟要保证润滑油流入轴承座孔内，再经过轴承内外圈间的空隙流回箱座内部，而不应有漏油现象发生。3、箱体结构应具有良好的工艺性铸造工艺性的要求，箱壁不宜太薄，min8mm，以免浇铸时铁水流动困难，出现充不满型腔的现象。壁厚应均匀和防止金属积聚、避免产生的缩孔、裂纹等缺陷。当箱壁的厚度变化较大时，应采用平缓过渡的结构。 避免出现狭缝结构，因为这种结构的砂型易碎裂，正确的做法应联成整体箱壁沿拨摸方向应有

24、1：101：20的拨模斜度。（2）机械加工工艺性的要求轴承座孔应为通孔，最好两端孔径一样以利于加工。两端轴承外径不同时，可以在座孔中安装衬套，使支座孔径相同，利用衬套的厚度不等，形成不同的孔径以满足两端轴承不同外径的配合要求。同一侧的各种加工端面尽可能一样平齐，以便于一次调整刀具进行加工。加工表面与非加工表面必须严格区分，并尽量减少加工面积。因此，轴承座的外端面、观察孔、透气塞、吊环螺钉、油标尺和油塞以及凸缘连接螺栓孔等处均应制出凸台（凸出非加工面35mm）以便加工。(所示为轴承座凸缘的外端面与凸台之间的合理与不合理的结构。本减速箱箱体，壁厚采用8mm10mm，符合标准。 密封与润滑润滑技术的

25、核心问题是要解决摩擦副也就是我们通常所说的润滑点的润滑问题，对于从事润滑技术应用的人来讲，最关心的应该是润滑点。也就是说，不管你采用什么样的润滑方式，干油润滑也好，稀油润滑也好，油雾润滑也好，或者采用油气润滑，目的是要使润滑点始终处于最佳的润滑状态。那么，润滑点到底需要什么样的润滑呢？是不是油加得越多越好呢？回答是否定的。 润滑点，也就是摩擦副在全膜润滑状态下运行是一种理想的状况。在这种全膜润滑状态下，摩擦面之间有润滑剂，并能生成一层完整的润滑膜，把两个摩擦表面完全隔开。摩擦副运动时，摩擦是润滑膜的内部分子之间的内摩擦，而不是摩擦面之间的直接接触的外摩擦。润滑点所需的润滑剂应该以缓慢的均匀的微

26、量油流到达轴承，如果润滑点所需要的润滑剂能以源源不断的细流方式供应，那对润滑点来说，润滑效果是最理想的了。举个例子：一个轴承每小时需要1ml的润滑油，是每小时加1ml呢，还是把这1ml的油在1小时内分几次加，正确的答案应该是后者。如果我们能使润滑点在每个润滑周期只得到0.1ml的油，那么1ml油在1小时内可以分10次供送，每6分钟供一次，这就能达到十分满意的效果了，这是一种最正确的润滑方式。稀油润滑确实是一种有效的润滑方式。随着润滑技术的发展，稀油润滑已从初级的大流量润滑方式向更先进的微量润滑的方式发展。譬如油雾润滑是一种微量润滑，它的出现使稀油润滑发展到了一个新的阶段。油雾润滑虽然朝着这一正

27、确的润滑方式迈出了一大步，但由于在应用上受到了种种限制，并严重污染环境和危害人体健康，因此应用前景越来越黯淡，取代它的是更为精确更加微量且不污染环境的润滑方式油气润滑。油气润滑以一种新颖的润滑理念改变了传统的润滑方式，它可以把精细的极其微量的油滴流源源不断地注入润滑点，这样，以均等的时间精确分配润滑油的方式得以实现，并能适合不同的恶劣工况条件，这是其它润滑方式都不能做到的。本设计润滑采用油浴润滑，齿轮箱中油液面要加淹没齿轮的1/4处，利用齿轮旋转的离心力，使用油充满整个齿轮箱。密封：采用骨架油封。在设计时，骨架油封和轴承之间需要有个台阶，当安装轴承时会对轴的表面产生划伤，如果不加台阶，骨架油封

28、的密封性能将会大打折扣。减速器箱体参数：箱座厚度 =0.025a+38 10mm箱盖厚度 =0.02a+38 9mm箱盖凸缘厚度 b b=1.5 14mm箱座凸缘厚度 b b=1.5 14mm 箱座底凸缘厚度 b b=2.5 25mm地脚螺钉直径 d d=0.036a+12 M16地脚螺钉数目 n 查手册a250 4轴承旁联结螺栓直径 d d=0.75d M12 盖与座联结螺栓直径 d d=(0.50.6)d M12轴承端盖螺钉直径 d d=(0.40.5)d 6mm视孔盖螺钉直径 d d=(0.30.4)d 5mm 定位销直径 d d=(0.70.8)d 8mm，至外箱壁的距离 C查手册得2

29、2mm 18mm 16mm，至凸缘边缘距离C查手册得20mm 14mm外箱壁至轴承端面距离l l=C+C+(510) 55mm大齿轮顶圆与内箱壁距离 1.2 15mm箱盖，箱座肋厚 m m m0.85，m0.85 8mm 6.5mm轴承端盖外径D D=D+(55.5)d 77mm 76mm 125mm轴承旁联结螺栓距离S S=D 90mm 116mm 148mm十、各项参数 1.轴承端盖的参数 第一根轴上（输入端无孔） 轴承外径D=47mm d=23mm e=7.2mm M=15mm M=20mm b=8mm 第三根轴 轴承外径D=95mm d=55mm e=7.2mm M=15mm M=20

30、mm b=8mm 第二根轴上 D=68mm e=8mm D=76mm s=10mm m= 5mm2.轴承参数 对于第一根轴 d=25mm D=47mm B=12mm A=11mm 球d=A/2=5.5mm 对于第二根轴 d=40mm D=68mm B=15mm A=12mm 球d=A/2=6mm 对于第三根轴 d=60mm D=95mm B=18mm A=17.5mm d=A/2=8.75mm3.齿轮的参数 齿轮2不开孔 d=43mm d=1.6d=68.6mm b=30mm d=168mm=10mm 齿轮4不开孔 d=70mm d=1.6d=112mm b=45mm d=212.5mm =2

31、0mm 4.带轮的参数d=20mm d=164mm d=160mm d=35mm f=7mm e=12mm =38 h=2.0mm h=9mm =10mm s=12mm L=35mm d=143mm B=2f+3e=50mm十一、设计小节对一级减速器的独立设计计算及作图，让我们融会贯通了机械专业的各项知识,更为系统地认识了机械设计的全过程，增强了我们对机械行业的深入了解,同时也让我们及时了解到自己的不足，在今后的学习中会更努力地探究.十二、参考资料1 杨可桢，程光蕴，李仲生，机械设计基础，北京：高等教育出版社，2006.52 吴宗泽, 机械设计课程设计手册, 北京：高等教育出版社，2006.1

32、13“指导书”：机械设计课程设计指导书/龚桂义，罗圣国主编 编号ISBN 7-04-3 北京高等教育出版社 2006年11月第24次印刷. =0.717P=1.5KWN=1400r/mini=18.32i=2.2 =3.5=4.3=4.3d=80mmd=224mmL=1290.24 mma=455 mmZ=4F =49 NF=387 NZ=32m=2b=32 mmb=40 mmd=45mmd=168 mm中心距a=129 mmh=1.5h=1.9 h=1.5 h=1.9d=48 mmd=171 mmd=41.2 mmd=164.2 mmF=950 NF=345.77 NF=172.885 NF=475 NMa=37.47 NmM=65.89 NmF=902.86NF=1142.83N