1、武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 1 -单级斜齿圆柱齿轮减速器武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 2 -目 录一. 设计任务书3二. 传动方案设计3三. 电动机的选择计算3四. 齿轮传动的设计计算5五. 轴的设计计算及联轴器的选择8六. 键连接的选择计算11七. 滚动轴承的校核11八. 润滑和密封方式的选择13武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 3 -九. 箱体及附件的结构设计和计算13十. 设计小结14十一. 参考资料14一减速器的设计任务书1 设计目的：设计带式运输机的单级斜齿圆柱齿轮减速器。2 工作条件及要求：用于铸工车间运型砂，单班制工作（8 小时工作制） ，有轻微
2、振动，使用寿命为 10 年，轴承寿命为 3 年。带式运输机的工作数据如下：运输带工作拉力F（N）运输带的速度V（m/s）卷筒的直径D（mm）1000 N 29 m/s 220mm二传动方案设计武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 4 -根据已知条件可计算出卷筒的转速为 min/8.251069.2106rDVnw 若选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机则可估算出传动装置的总传动比为 5.5 或 8.5，考虑减速器的工作条件和要求，暂选下图所示传动方案，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可保证良好的润滑和工作要求。三电动机的选择计算1电动机的选择（1）电
3、动机类型的选择根据动力源和工作要求，选 Y 系列三相异步电动机。（2）电动机功率 的选择eP工作机所需有效功率 。KWFVW90.210由传动示意图可知：电动机所需有效功率Pd式中， 为传动装置的总效率 。 n4321设 ， ， ， 分别为弹性连轴器（2 个） 、闭式齿轮（设齿轮精度为 8 级） 、滚1234动轴承（3 对） 、运输机卷筒的效率。查表得 ， ， ，9.017.29.03，则传动装置的总效率95.04 86.5970.324321 电动机 轴联轴器轴齿轮 齿轮轴联轴器轴卷筒运输带武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 5 -电动机所需有效功率 。KWPwd31.876.092查
4、表选取电动机的额定功率 为 。e4（3）电动机转速的选择工作机所需转速 。min/8.251069.2106rDVnw 查表 2-3 知总传动比 =35。i则电动机的满载转速 。i/40.9.7538.im ）（）（查表选取满载转速为 同步转速为 的 Y132M1-6 型电动机，则n/960rnin/10r传动装置的总传动比 ，且查得电动机的数据及总传动比如下：8.3.251wmi电动机型号 额定功率 KW 同步转速 r/min 满载转速 r/minY132M1-6 4KW 1000r/min 960r/min总传动比 轴伸尺寸 DE 中心高 mm 平键尺寸 FG3.81 38mm80mm 1
5、32mm 10mm33mm2传动比的分配由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值 78.5i3传动装置的运动和动力参数计算（1）各轴的转速计算由传动示意图可知, 轴，的转速： min/97.251i/.8360i/n94312rnirnm（2）各轴的输入功率计算因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率 计算。dP轴，的输入功率： KWPKWd 09.3.9015.315872.134221 （3）各轴的输入转矩计算轴，的输入转矩：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 6 -MNnPTnNPT12.79.25039506.298.3590.01.
6、44332211将上述结果列于下表中，以供查询。轴号 转速 n r/min 功率 P KW 转矩 T NM 传动比 i 960 3.31 32.93 960 3.28 32.63 251.97 3.15 11939 251.97 3.09 117.12 13.8i四.齿轮传动的设计计算如传动示意图所示：齿轮和的已知数据如下表： 齿轮 功率 P KW 转速 n r/min 转矩 T NM KW3.28mi/9602rMN32.6 1551.73 191）选择齿轮精度： 按照工作要求确定齿轮精度为 8 级。2）选择齿轮材料： 考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得（小） 、（大）齿轮的选材，及相应
7、数据如下：齿轮 材料 热处理 硬度 弯曲疲劳极限应力 接触疲劳极限应力 45 钢 调质 HBS201MPaF162limPaH5701lim 45 钢 调质 80li 32li由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。3）许用应力计算：齿轮、的循环次数（使用寿命为 10 年）为：10N812 927.63/i 1038.090tan查图得 ,.,2NZY设 取 （两轮均为mn5 1,.,4.1minmin1 WHFXST ZSY软齿面）可求得：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 7 -MPaZS aYS PWNHPX
8、NFTPSF 36.1.3708.5.7.24.1605.308.22minl21il12min2l21i1l1 4）按接触疲劳强度进行设计小齿轮的名义转矩 T6.42选取各系数并列表：载荷系数 齿宽系数 重合度系数（斜齿轮电动机传动）4.1K（软齿面）1.d8.0Z初定齿轮的参数：，取0.82.3,211 ZiZ 8208.30u初算分度圆直径并确定模数和螺旋角 ：因两齿轮均为钢制，故 ，则MPaZE8.19mdauuKTddHP976.1283.04628.513.53.0745212221 所以 a 取圆整值为 ；ma法向模数： ，COSZmn 0.821cos21圆整为标准值 。n3调
9、整螺旋角： 431821 23.152)80(3arcos)(arcos n计算齿轮的几何尺寸：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 8 -螺旋角 ， 法向模数 ，4318mn3齿数 ， 中心距 .0,21Za15分度圆直径： ，Zdmdnn 650.24cos,483.6cos211齿顶圆直径： ，mmnana .1,.70221 齿根圆直径： ，ddff 5238.98356. 齿宽： ，bb0,27)105( 74.121 2取 ， 取5）校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数： ，78.5312.cos803231Zvv查图得 ， 端面重合度 ，95.,.421FSFSY 65.1cos)1
10、(2.32 Z再查图得 ，则6.0 MPaYZmbKT FPFSnF 57.2807.169.6305.21374.0cos20 .35.86. 121 2121 即齿根弯曲疲劳强度足够。6)计算齿轮的圆周速度：smndv /240.360948.10627)齿轮的受力分析齿轮，的受力情况如下图所示： 接运输带Ft2 Fa2齿轮Fr2武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 9 -FA1 Ft1接电机各力的大小分别为：圆周力： NdTFtt 05.12483.620121 径向力： ntr 28.37.costan.cosa121 轴向力： NFta 5.012t05.121 五轴的设计计算及
11、联轴器的选择1选择轴的材料：该轴无特殊要求，因而选用调质处理的 45 钢。查表知 。MPaB6502。初算轴径：轴的轴径即为电动机外伸轴直径 mD38轴（与齿轮配合）： 查表取 C=110, 并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径nPCd 396.1702.105.05.13322min 轴（与齿轮配合）： 查表取 C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径 m5.297.51 333min 轴：查表取 C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径 nPCd 63200.105.13344min 3。联轴器的选择：由电动机外伸轴径 及传动要求，公称转矩 ，查表选取 TL6 弹mD821Tn性
12、套柱销联轴器 ，故取轴与联轴器连接的轴径为 32mm。432GBJ因为轴与轴的最小轴径分别为 并考虑传动mdd635.,806.24min3min要求，公称转矩 ，查表选取 YL8 凸缘联轴器 ，故轴43Tn 882GBJ、轴与联轴器连接的的轴径均为 35mm。4。轴承的选择：根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估选齿轮Fr1武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 10 -出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表：轴号 装轴承处的轴径 轴承型号 40mm 滚动轴承 6208 GB/T276-94 45mm 滚动轴承 6209 GB/T276-945齿轮的结构设计大
13、齿轮：因为齿顶圆直径： ，为了减轻重量mdma4065.212035和节约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用腹板式自由锻结构，且取与轴连接处的直径为 53mm小齿轮：因为齿顶圆直径： ,故作成齿轮轴形式da4083.73216轴的设计计算1）轴径和轴长的设计 单位都为 mm 2）低速轴的校核（1）受力分析：低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分“7） ”） 。水平面的受力和弯矩图A Ft2 B C武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 11 -FRA FRB37.193垂直面的受力和弯矩图Fa2 Ft2FRA FRB27.4210.291合成弯矩图46.20937.194转矩图T2
14、=119.39当量弯矩图85.44672.113 T 2=71.873（2）轴承的支反力：水平面上的支反力： NFtRBA 5.062.102垂直面上的支反力： dRaRB 73.14/.73)/( 922 （3）画弯矩图：剖面 C 处水平面的弯矩： mNFMAC9.0.5733垂直面上的弯矩： daRA421.7)2/.(132;1合成弯矩： mNMCC09.463722211（4）画转矩图 T.9（5）画当量弯矩图：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 12 -因单向回转，视转矩为脉动循环， 。已知 查表得,650MPaB，则MPaPabb98,5901 2./1b剖面 C 处的当量弯
15、矩 mNTMmNc 46.85)39.1602.(9.4)(722222 111（6）判断危险剖面并验算强度： 剖面 C 当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面 C 为危险剖面。已知MPambe .5,.8512bed426.1.046. 133 剖面 D 处的直径最小，估该剖面也为危险剖面 bee MPadMT564.1.0873. 873.9.)( 132 所以其强度足够。六键连接的选择计算各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得 Pap605高速轴联轴器处选键 C1070 GB1096-2003，其挤压强度为 497.860321.42 pp MdhlT电动机处
16、的键是查表所得，故无须校核。低速轴联轴器处选键 C1070 GB1096-2003，其挤压强度为 426.8603519.42 pp PadhlT低速轴齿轮处选键 C1663 GB1096-2003 1.471.2 pp Ml所以各键强度足够。七。滚动轴承的校核在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 13 -轴号 装轴承处的轴径 轴承型号 40mm 滚动轴承 6208 GB/T276-94 45mm 滚动轴承 6209 GB/T276-941 低速轴轴承的校核1）轴的受力状况及轴承载荷计算水平面上的支反力： NFtRBA 25.062.102垂
17、直面上的支反力： dRaRB 73.14/.73)/( 922 轴承所承受的径向载荷 NFRBRA 685.20.5.064222 21 轴向外载荷 NFA85.0轴承的转速 n=252.97单班制工作，预期寿命 3 年，则 hL720832）求当量动载荷查表取 KNCrf rp 18,5.29,.10按图，轴承未承受轴向载荷，故 NFfPRp 248.607.52.轴承受轴向载荷 ； ，查表取AF2 18/02r，eeRA 367.85.6.0/,2.0查表取 ,41,56.YX 122 23.798)5.204.1.2.()( PNFfPARp 故仅计算轴承的寿命即可。3）求轴承的寿命 L
18、hPCrnLh 3821)2.79850.160)(6012（实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。FAFR1 FR2 武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 14 -八。润滑和密封方式的选择1 齿轮润滑剂的选择因是闭式齿轮传动，且齿轮选用 45 钢，调质处理，其硬度且节圆处：,2808012 HBSHBSB smv/2/1.3所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为 abc=4m6m4m。查表，选择润滑油的黏度为 118，选择油的代号为 CKC 150 GB5903-862 齿轮的润滑方式：因为 故采用油池浸润润滑。smv/2/4.33轴承的润滑： 采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑
19、油进行润滑。4密封方式的确定：根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽，分别选：毡圈 38 JB/ZQ4406-86、毡圈 40 JB/ZQ4406-86。箱体剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，不允许塞入任何垫片或填料。九。箱体及附件的结构设计和计算1减速器铸造箱体的结构尺寸参照表 5-1 各部位尺寸列于下表：名称 符号 结构尺寸 名称 符号 结构尺寸箱体壁厚 8mm 螺栓直径 d1 12mm箱盖壁厚 1 8mm 沉头座直径 D1 26mm通孔直径 d1/ 13.5mmC1 20mm箱座 b 12mm轴承旁 凸缘尺寸C2 16mm螺栓直径 d2 8mm箱盖B1 12m
20、m沉头座直径 D2 26mm凸缘厚度底座 B2 20mm 通孔直径 d2/ 20mm高度 h 51m 螺栓间距 l 94mm轴承旁凸台 半径 R1 16 C1 25mm轴承盖外径 D2 130连接螺栓箱体、箱座凸缘尺寸C2 23mm直径 df 16mm 轴承盖螺钉直径 d3 8mm数目 N 4 个 视孔盖螺钉直径 d4 6mm通孔直径 Df/ 20mm 定位销螺钉直径 d 6mm沉头座直径 D0 45mm 箱体外壁至轴承端面的距离 L1 42mmC1 25mm 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 1 10mm地脚螺钉 底座凸缘尺寸 C2 23mm 齿轮端面与箱体内壁的距离 2 10mm箱体 m 8mm
21、箱座高度 H 180肋厚 箱盖 m1 8mm 油面高度 h 657mm铸件有 1：20 的拔模斜度，铸造圆角半径取 R=5mm,沉头座锪平。3 附件设计1） 窥视孔和视孔盖：窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉连接。尺寸如下：武汉理工大学机械设计基础课程设计说明书- 15 -4,7,54 ,60,75,9010,2 321321 孔 数 为， mdRm mbblll 2） 通气器：选 M161.5 塞。3） 起吊装置：选吊耳环和吊钩。吊耳环尺寸为： bed61,16, 吊钩尺寸为： mbrhHB16,948234) 油面指示器：选油标尺 M165） 油孔
22、和螺塞：放油孔位于箱座内底面最低处，内底面作成 1 度至 1.5 度斜面，油孔附近作出凹坑。螺塞采用 M161.5JB/ZQ4450-86 型外六角螺塞，加装封油垫。6） 起盖螺钉：采用螺栓 GB/T5783-M1030，螺钉端部作成圆柱端。数量为 1 个7） 定位销：采用销 GB117-86-A1030 ，两个，非对称分布。十。设计小结通过两个周的实践，自己比较全面的完成了本次课程设计，在完成了全部的图纸及编写设计计算说明书任务之后我又对设计计算和结构设计进行了分析。我认为我的设计只能说基本上满足了设计任务书的要求，只是设计方案稍有欠缺，两齿轮的直径差较大，设计成双级传动会比较好，只是设计时
23、间较紧张，没有改变初始设计方案，也没有对各部件都进行校核，针对本设计方案，我考虑到使用过程中各部件的使用效率会普遍较低，故而设计时传动效率我取了小值，通过检查强度和寿命等的校核，我认为设计结果基本满足了设计任务书的要求。由于是初次设计，故而在机械的装配图，主要零件的工作图以及设计计算说明书中均不同程度的出现了错误，通过和同学们的讨论以及互相检验，已经尽自己最大的努力纠正了错误，并且获得了一定的经验，但是，由于水平有限，还有一些隐秘的错误还没有检查出来，敬请老师指正，以期完善本次设计。由于没有实践经验，在机械的结构、工艺性方面存在着一些与实际不符的错误，至于其他方面我认为还是可以的。通过本次设计，我掌握了设计机械的总的基本的方法以及设计流程，掌握了如何迅速查阅资料、进行校核，掌握了如何一边设计、如何一边修改完善的方法。总之，这次设计使我的设计能力有了质的飞跃，在以后的设计中我会扬长补短，尽自己最大的努力提高设计质量，避免造成无所谓的损失。
