最新版一级闭式圆柱齿轮减速器 机械毕业课程设计.docx

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最新版一级闭式圆柱齿轮减速器机械毕业课程设计

精密机械课程设计

题目：

一级闭式圆柱齿轮减速器

指导老师：

李雪梅

设计人:

黎金辉

学号：

设计日期：

-7-15

目录

设计任务书…………………………………………………………………3

传动方案的拟定及说明……………………………………………………5

电动机的选择………………………………………………………………5

计算传动装置的运动和动力参数…………………………………………7

传动零件的设计计算--齿轮设计…………………………………………9

轴的设计与校核计算………………………………………………………14

滚动轴承的选择及计算……………………………………………………23

键联接的选择及校核计算…………………………………………………25

联轴器的选择………………………………………………………………27

箱体的选择…………………………………………………………………28

减速器附件的选择…………………………………………………………29

润滑与密封…………………………………………………………………30

设计小结……………………………………………………………………31

参考资料目录………………………………………………………………32

精密机械设计基础课程设计任务书

一、设计题目：

设计用于带式运输机的传动装置

二、设计要求：

带式运输机连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带速允许误差为5%。

使用期限为10年，大修期三年，小批量生产，两班制工作。

三、设计方案

1-电动机2-联轴器3-一级圆柱齿轮减速器

4-开式齿轮传动5-卷筒6-运输带

数据组编号_A4__运输带卷筒所需功率P（KW）_3.5__运输带卷筒工作转速n（rmin）_76__卷筒中心高H（mm）_300__

四、设计数据

五、设计任务

①减速器装配图1张（A1图纸）；

②零件工作图2张（大齿轮、轴，A3图纸）；

③设计计算说明书1份，6000～8000字。

说明书内容应包括：

拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴（许用应力法和安全系数法）、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。

六、设计进度

1、第一阶段：

总体计算和传动件参数计算

2、第二阶段：

轴与轴系零件的设计

3、第三阶段：

轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段：

装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

设计计算依据和过程

传动方案的拟定及说明

合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传递功率、转速及运动方式）的要求。

。

另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。

工作场地、工作时间）相适应。

同时还要求工作可靠，结构简单，尺寸紧湊，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。

合理安排和布置传动顺序是拟定传动方案中的另外一个重要环节

由题目所知传动机构类型为：

一级闭式圆柱齿轮减速器。

故只要对本传动机构进行分析论证。

本传动机构的特点是：

成本较低，减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。

结构较简单，中心距较小，两轴的径向尺寸相对较大。

第一部分电动机选择

1.电动机类型的选择：

Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机

2.确定电动机的功率和型号

：

联轴器效率

：

圆柱齿轮传动效率

：

开式齿轮传动效率

：

滚动轴承传动效率（一对）

：

传动卷筒效率

由参考书《机械设计课程设计》王积森，王旭，

表11-9查得：

=0.99（齿式联轴器）,=0.98（7级精度）,=0.95,

=0.99（球轴承），=0.96

（1）传动装置的总效率：

η=........

=0.99×0.99×0.98×0.95

×0.99×0.99×0.99×0.99×0.96

=0.841

（2）计算电动机所需功率

=Pη=3.50.841=4.16KW

（3）确定电动机额定功率

=（1~1.3）=（1~1.3）×4.16=4.16~5.408KW

选择电动机的额定功率=5.5kw

（4）确定电动机转速

按参考书《机械设计课程设计》表11-9

推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3~5。

取V带传动比=2~4，则总传动比理时范围为=6~20。

故电动机转速的可选范围为：

=×n筒=（6~20）×76=456~1520rmin

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500rmin。

根据容量和转速，由有关手册查出有三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，可见第2方案比较适合，则选n=1000rmin。

（5）确定电动机型号

由所选的电动机的类型，结构，容量和同步转速n查参考书1表18-3确定电动机型号为Y132M2-6

其主要性能：

额定功率：

5.5KW，满载转速960rmin。

电动机具体参数如下：

电机

型号

功率PkW

满载转速n

rmin

电流A

效率

（%）

功率因素

额定转矩

N·m

堵转电流A

堵转转矩

N·m

最大转矩N·m

净重

Kg

Y132M2-6

5.5

960

12.6

85.3

0.78

2.0

6.5

2.0

2.0

81

具体外型尺寸见参考书《机械设计课程设计》，p352表20-6

第二部分计算传动装置的运动和动力参数计算

1.计算总传动比及分配各级的传动比

（1）总传动比：

==96076=12.63

（2）分配各级传动比

=.,取=3.5，==12.633.5=3.61

2．计算传动装置的运动参数及动力参数

（1）各轴转速

轴1：

=n=960rmin

轴2：

==9603.5=274.3rmin

轴3：

==374.33.61=76rmin

卷筒轴:

==76rmin

（2）各轴功率

轴1：

==4.16×0.99=4.118kW

轴2：

=.=4.0790.98×0.99×0.99=3.955kW

轴3：

==3.955×0.95×0.99=3.720kW

卷筒轴：

==3.7200.990.99=3.646kW

（3）计算各轴转矩（N•;m）

T1=9550×=9550×4.118960=40.97N•m

T2=9550×=9550×3.955274.3=137.70N•m

T3=9550×=9550×3.720576=467.45N•m

T4=9550×=9550×3.64676=458.15N•m

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：

参数

轴名

电动机轴

轴1

轴2

轴3

卷筒轴

转速nr·min

960

960

274.3

76

76

功率PkW

4．16

4．118

3．918

3．685

3．611

转矩TN·m

40.97

40.97

137.70

467.75

458.15

传动比i

1

3.5

3．61

1

效率η

0．99

0．96

0．94

0．98

第三部分传动零件的设计计算

——齿轮设计及结构说明

以高速级齿轮传动为基准进行两对齿轮选择和校核设计

已知：

传递功率=4.118kw，=960rmin，

=3.5，=40.97N·m

选择齿轮材料，热处理，齿面硬度，精度等级及齿数:

一、大小齿轮均采用硬齿面

小齿轮：

45钢表面淬火齿面硬度50HRC

大齿轮：

45钢表面淬火齿面硬度50HRC

由教材《机械设计基础》表11—1，取：

接触疲劳强度极限和弯曲疲劳强度极限

=1150Mpa,=700Mpa;

=1120Mpa,=680Mpa.

安全系数=1.2,=1.4

==11501.2=958.3Mpa

==11201.2=933.3Mpa

==7001.4=500Mpa

==6801.4=485.7Mpa

由于选用闭式硬齿面传动，因此，采用弯曲疲劳强度设计，接触疲劳强度校核的设计方法。

二、．按齿面弯曲疲劳强度设计

（1）选载荷系数K

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。

查教材《机械设计基础》表11—3取K=1.1

（2）计算齿数比u

u===960274.3=3.5

（3）查教材《机械设计基础》表11—6

选择齿宽系数=0.8

（4）初选螺旋角=

（5）齿数

取=20，则=3.5×20=70

（6）齿形系数

==22.19，==77.67

查教材《机械设计基础》图11--8和11--9，

齿形系数=2.85，=1.58;=2.23,=1.76

=2.85×1.58500=0.0091

=2.23×1.76485.7=0.00808

因为>

故应对小齿轮进行弯曲强度计算。

（7）法向模数

=

=1.33mm

由表4—1并结合实际情况，取=2mm

三.按齿面接触疲劳强度校核

查教材《机械设计基础》公式11—8，

=188×2.5××

=623.48Mpa<=958.3Mpa

所以，齿轮符合安全要求。

四.计算圆周转速v并选择齿轮精度

v=

=3.14×42.22×960（60×1000）=2.122ms

查教材《机械设计基础》表11—2，可知选用8级精度是合宜的。

五.计算齿轮的主要几何尺寸

法向模数：

=2mm

端面模数：

==2=2.11

确定螺旋角=arccos[（+）2a]=

螺旋角=

中心距a=（+）2cos=93.175mm

取a=95mm

齿轮宽度==33.78mm

取=40mm,=35mm

齿轮分度圆直径:

=cos=2×20=42.22mm

=cos=2×70=147.78mm

齿顶高：

===1×2=2

齿根高：

=（+）m=（1+0.25）=1.25=2.5mm

全齿高：

顶隙：

齿顶圆直径：

=+2=+2=42.22+2×2=46.22mm

=+2=+2=147.48+2×2=151.48mm

齿根圆直径：

=-2=42.22-2×2.5=37.22mm

=-2=147.48-2×2.5=142.78mm

法面齿距：

=6.283mm

端面齿距：

=6.632mm

六．齿轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构

大齿轮的有关尺寸计算尺寸如下：

轴孔直径d=50mm

轮毂直径=1.6d=1.6×50=80mm

轮毂长度L==35mm

轮缘厚度=（3~4）=6~8mm取=8mm

轮缘内径=-2h-2=151.48-2×4.5-2×8=126.48mm

取=126mm

腹板厚度c=0.4=0.4×35=14mm取c=15mm

腹板中心直径=0.5（+）=0.5×（126+80）=103mm

腹板孔直径=0.25（-）=0.25（126-80）=11.5mm

取=12mm

齿轮倒角n=0.5=0.5×2=1mm

齿轮工作图如图：

第四部分轴的设计计算及校核

一．轴的选材及其许用应力

选45号钢，调质处理，HB217~255，

强度极限=650Mpa,屈服极限=360Mpa,弯曲疲劳极限=300Mpa

二.按扭矩估算最小直径

1.主动轴

查教材《机械设计基础》表14—2，C=115，

==18.685mm

若考虑键=18.685×1.05=19.62mm

选取标准直径=20mm

2.从动轴

==28mm

若考虑键=28×1.05=29.4mm

选择标准直径=30mm

三．轴的结构设计

1.主动轴

根据轴向定位的要求确定各段直径（按顺序从左至右）

-II段轴用于安装轴承7206C（角接触球轴承，参考书1表13-16），取直径为30mm，长度为18mm

II-III段采用套筒固定轴承，取直径为35mm,长度为15mm

III-IV段轴与小齿轮一体，直径为42.22mm,长度为40mm

IV-V段直径为35mm,,长度为15mm

V-VI段用于安装轴承7206C，直径为30mm,长度为40mm

VI-VII段联接电动机，直径为20mm,长度为50mm

轴的各部分尺寸如图所示：

3.从动轴

根据轴向定位的要求确定各段长度（按顺序从左至右）

-II段从动轴外仲端，直径为30mm，长度取50mm

II-III段为，直径为40，长度为50mm

III-IV段用于安装套筒和轴承7209C，直径为45mm，长度为40mm

IV-V段用于安装大齿轮，直径为50mm，其长度略小于大齿轮宽度，取33mm

V-VI段轴肩用于固定齿轮，直径为60mm，长度为8mm

VI-VII段用于安装轴承7209C，直径为45mm，长度为21mm

轴的各部分尺寸如图所示：

四．危险截面的强度

（一）主动轴的设计计算

（1）主动轴上的功率=4.118kw,转矩=40.97N·m

转速=960rmin

（2）计算齿轮受力：

圆周力==2×40.97×100042.22=1940.78N

径向力1940.78×=745.62N

轴向力=1940.78×=655.79N

作主动轴受力简图

L=90mm

1.求支反力：

水平支反力

===970.39N

垂直支反力

=（745.62×902+655.39×42.222）90=526.54N

=（745.62×.39×42.222）90=219.08N

3.作弯矩图。

水平弯矩图，

970.39×902=43667.55N·mm

垂直面弯矩图，

C点左边

==526.54902=23694.3N·mm

C点右边

=＝-219.08902＝9858.6N·mm

3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，

C点左边

=

49681.73N·mm

C点右边

44766.58N·mm

4.轴传递的转矩

T=2=1940.7842.222=40967N·mm

5.危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.

C点左边

==

=51071N·mm

C点右边

==

=55429.8N·mm

6.计算危险截面的轴径。

由教材公式14-6

==20.986mm

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%

d22.03mm

而该危险截面的轴径为35mm，符合要求。

2.从动轴的强度校核

（1）计算齿轮受力：

圆周力=2=2000×137.7147.78=1836.58N

径向力1836.58×=705.6N

轴向力=1836.58×=620.58N

作从动轴受力简图

L=93mm

1.求支反力：

水平支反力

===918.29N

垂直支反力

=（705.6×932+238.42×147.782）93=542.23N

=（705.6×.42×147.782）93=163.37N

3.作弯矩图。

水平弯矩图，

918.29×932=42700N·mm

，

垂直面弯矩图

C点左边：

==542.23932=25213.7N·mm

C点右边：

=＝-163.37932＝7596.7N·mm

3.求合成弯矩M，作出合成弯矩图，

C点左边：

=

49588.5N·mm

C点右边：

43370N·mm

4.轴传递的转矩

T=2=1836.58147.782=135705N·mm

5.危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.

C点左边

==

=95334.8N·mm

C点右边

===92253N·mm

6.计算危险截面的轴径。

由教材公式14-6

==25.14mm

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%

d26.4mm

而该危险截面的轴径为45mm，符合要求。

第五部分滚动轴承的选择及校核计算

考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用角接触向心球轴承，

并取=

一．计算主动轴轴承

输入轴轴承选择7206C。

根据设计条件，轴承的预期寿命为：

前面已算得径向负荷=745.6N,=655.79N,=960rmin

查参考书《机械设计课程设计》表18—3得基本额定动负荷

动载荷=23.0kN静载荷=15.0kN

B=16mm,D=62mm,d=30mm，

=655.79（15.0×1000）=0.04372,取e=0.43,Y=1.30

（1）计算当量动负荷

由教材《机械设计基础》中的公式16—4得

==0.880>e=0.43

由表16-11查得X=0.44

所以=0.44×745.6+1.4×655.79=1246.17N

即轴承在=745.6N和=655.79N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1246.17N作用下的使用寿命。

（2）计算轴承寿命

查教材表16—8各表16—9得：

=1，=1.2,

对于球轴承，取=3

由参考书2中公式15-5得

=

=63166.3h>>58400h

预期寿命为:

10年，两班制

预期寿命足够。

二．计算从动轴轴承

从动轴轴承选择7209C。

根据设计条件，轴承的预期寿命为：

前面已算得径向负荷=705.6N,=620.58N,=274.3rmin

查参考书《机械设计课程设计》表18—3得基本额定动负荷

动载荷=38.5kN静载荷=28.5kNB=19mm,D=85mm,d=45mm，

=620.58（28.5×1000）=0.0218,取e=0.38,Y=1.47

（1）计算当量动负荷

由教材《机械设计基础》中的公式16—4得

==0.88>e

由表16-11查得X=0.44

所以=0.44×705.6+1.47×620.58=1222.7N

即轴承在=705.6N和=620.58N作用下的使用寿命，相当于在纯径向载荷为1222.7N作用下的使用寿命。

（2）计算轴承寿命

查教材表16—8各表16—9得：

=1，=1.2,

对于球轴承，取=3

由参考书2中公式15-5得

=

=.4h>>58400h

预期寿命为:

10年，两班制

预期寿命足够。

第六部分键联接的选择及校核计算

查教材《机械设计基础》表10—9

（1）主动轴外伸端d=20mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键6×32GBT1096—2003，b=6mm,,L=32mm,.选择45号钢，由表10—10，其许用应力=100Mpa

由10—26公式=4×40.97×1000（20×6×32）=42.68Mpa<=100Mpa

则强度足够，合格。

（2）从动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选用键8×35GBT1096—2003，b=8mm,,L=35mm,.选择45号钢，由表10—10，其许用应力=100Mpa

由10—26公式=4×137.7×1000（30×7×35）=74.93Mpa<=100Mpa

则强度足够，合格。

（3）与齿轮联接处d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故同一方位母线上，选用键8×26GBT1096—2003，b=8mm,,L=25mm,.选择45号钢，由表10—10，其许用应力=100Mpa

由10—26公式=4×137.7×1000（50×8×25）=55.08Mpa<=100Mpa

则强度足够，合格。

归纳为：

轴的直径d

（mm）

键的公称尺寸

（mm）

轴槽深t

（mm）

转矩T

（N·m）

极限应力

（MPa）

主动轴外伸端

20

3.5

40.97

42.68

从动轴外伸端

30

4.0

137.7

74.93

齿轮联接处

50

4.0

137.7

55.08

由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

第七部分联轴器的选择：

弹性套柱销联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减振缓冲能力，适用于安装底座刚性好，冲击载荷不大的中、小功率轴系传动，可用于经常正反转、起动频繁的场合，工作温度为---C。

由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器K=1.3，=9550×1.3×4.118960=53.256N·m

选用TL4GB12458—1990弹性套柱销联轴器，公称尺寸转矩=63（N·m），<。

采用Y型轴孔，A型键，轴孔直径取d=20mm，轴孔长度L=52mm.

TL4型弹性套柱销联轴器有关参数

型号

公称转矩T（N·m）

许用转数n（rmin）

轴孔直径d（mm）

轴孔长度L（mm）

外径D（mm）

材料

轴孔类型

键槽类型

TL4

63

4200

20

52

95

HT200

Y型

A型

第八部分箱体的选择

名称

符号

计算公式

结果

箱座厚度

8

箱盖厚度

8

箱盖凸缘厚度

12

箱座凸缘厚度

12

箱座底凸缘厚度

20

地脚螺钉直径

M16

地脚螺钉数目

查手册

4

轴承旁联结螺栓直径

M12

盖与座联结螺栓直径

=（0.5-0.6）

M8

视孔盖螺钉直径

=（0.3-0.4）

6

定位销直径

=（0.7-0.8）

6

大齿轮顶圆与内壁距离

>

10

箱盖肋厚

0.85

6.8

箱座肋厚

0.85

8.5

第九部分减速器附件的选择

一、轴承端盖

嵌入式轴承端盖

主动轴

从动轴

透盖

闷盖

透盖

闷盖

轴承外径D

62

85

O型橡胶密封圈

内径d1

截面直径d2

数量

40

3.55

2

30

3.55

2

20

2.64

2

62

5.3

2

85

5.3

2

二．其它附件

名称

功用

数量

材料

规格

螺栓

安装端盖

4

5.6级

M12×60GBT5782

螺栓

联接机箱、机座

3

5.6级

M8×40GBT5782

螺栓

固定机座

4

5.6级

M16×45GBT5782

螺栓

固定视孔盖

4

8.8

M6×10GBT5782

销

定位

2

35钢

GBT119.1A6×28

垫圈

调整安装

3

65Mn

GBT938

垫圈

调整安装

4

65Mn

GBT9312

螺母

固定安装

4

5级

M12GBT

螺母

固定安装

3

5级

M8GBT

油标

测量油面高度

1

组合件

通气器

透气

1

Q235

启