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白城師范學院機械設計課程設計
機械設計基礎課程設計
——雙級斜齒輪圓柱齒輪減速器
?
專 業(yè)：
學 號：
姓 名：
指導教師：
日 期：
設計計算及說明
結果
第一節(jié)? 設計任務
設計任務：設計一帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器。已知輸送拉力F=2.6KN，帶速V=2.2m/s，傳動卷筒直徑D=380mm。有電動機驅動，工作壽命八年（每年工作300天），兩班制，帶式輸送機工作平穩(wěn)，轉向不變。
設計工作量：
1、減速器裝配圖1張（l號圖紙）
2、零件圖2張（輸出軸及輸出軸上的大齒輪）（按1：1比例繪制）
3、設計說明書1份
第二節(jié) 、傳動方案的擬定及說明
傳動方案如第一節(jié)設計任務書（a）圖所示，1為電動機，2為V帶，3為機箱，4為聯(lián)軸器，5為帶，6為卷筒。由《機械設計基礎課程設計》表2—1可知，V帶傳動的傳動比為2~4，斜齒輪的傳動比為3~6，而且考慮到傳動功率為 KW，屬于小功率，轉速較低，總傳動比小，所以選擇結構簡單、制造方便的單級圓柱斜齒輪傳動方式。
第三節(jié) 、電動機的選擇
1.傳動系統(tǒng)參數(shù)計算
(1) 選擇電動機類型.
選用三相異步電動機,它們的性能較好,價廉,易買到,同步轉有3000,1500,1000,750r/m四種,轉速低者尺寸大;
為了估計動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算起驅動卷筒的轉速nw
經(jīng)過分析，任務書上的傳動方案為結構較為簡單、制造成本也比較低的方案。
（2）選擇電動機
1）卷筒軸的輸出功率
2）電動機的輸出功率
P＝P/η
傳動裝置的總效率
η＝＝0.96×0.98×0.98×0.99×0.96＝0.86
故P＝P/η=5.72/0.86=6.65KW
3）電動機的額定功率Ped
根據(jù)《機械設計基礎課程設計》第二十章表20-1選取電動機功率Ped=7.5KW
4）電動機的轉速
為了便于選擇電動機的轉速，先推算電動機轉速的可選擇范圍。根據(jù)《機械設計基礎課程設計》表2-1查得V帶傳動的傳動比i＝2～4，單級圓柱斜齒輪傳動比i＝3～6，則電動機可選范圍為
n＝nw×i×i＝666～2664r/min 故選擇1500r/min轉速的電動機。
根據(jù)《機械設計基礎課程設計》表20-1選定電動機Y132M-4
5）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸
由《機械設計基礎課程設計》表20-1、表20-2可查出Y132M-4型電動機的主要技術數(shù)據(jù)和外形、安裝尺寸
第四節(jié) 、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)
（一）計算傳動裝置的總傳動比和傳動比分配
（1）?????? 總傳動比
由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速nw，可得傳動裝置
總傳動比為i＝n/nw＝1440/111＝12.97
（2） 傳動裝置傳動比分配i＝i×i式中i，i分別為帶傳動和單級圓柱減速器的傳動比。
為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i＝2.3，則單級圓柱減速器傳動
比為i＝i/ i＝12.97/2.3＝5.64。
（二）運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算
（1） 各軸轉速
?? n0＝n＝1440r/min
?? n1＝n0/ i1＝1440/2.3＝626 r/min
?? n2＝n0/ （i×i）＝111 r/min
（2） 各軸輸入功率
???P0＝P＝6.65kW
? ?P1＝P0×＝6.65×0.96＝6.38 kW
???P2＝P1×η滾×η齒＝6.38×0.98×0.98＝6.13kW
（3） 各軸輸入轉矩
?0?軸? T0＝9550 P0/ n0=9550×6.65/1440=44.1 N·m
Ⅰ?軸 ?T1＝9550 P1/ n1=9550×6.38/626=97.33 N·m
Ⅱ軸? T2＝9550 P2/ n2=9550×6.13/111=527.4 N·m
第五節(jié)、傳動零件的設計計算
1.Ｖ帶傳動的設計
⑴ 確定計算功率 工作情況系數(shù)查《機械設計基礎》表13-6 =1.1
=1.1×6.65=7.315
⑵ 選擇帶型號
根據(jù)Pc =7.315，n＝1440r/min，查圖初步選用普通A型帶．
⑶ 選取帶輪基準直徑
查《機械設計基礎》表13-7選取小帶輪基準直徑=112mm，則大帶
輪基準直徑1440÷626×112（1-0.02）=252.5mm 式中ξ
為帶的滑動率，通常?。?%～2%），查表后取=250
⑷ 驗算帶速v
=8.44m/s
在5～２０m/s范圍內，Ｖ帶充分發(fā)揮。
（5）V帶基準長度Ld和中心距a
a0 =1.5（112+250）=543mm
取a0 =550，符合0.7（ +）< a0<2（ +）
由式（13-2）帶長
=1677mm
按表13-2定相近的基準長度Ld=1600mm，再由式（13-16）計算實際中心距
=543+（1600-1677）/2=504.5mm
（6）驗算包角，由式（13-1）得
=>，合適
（7）求確定v帶根數(shù)z
因=112mm，n＝1440r/min，帶速v=8.44m/s，得實際傳動比
=2.28
查表得單根v帶功率增量=0.17KW，包角修正系數(shù)=0.96，帶長修正系數(shù)=0.99，則由公式得
故選5根帶。
（8）確定帶的初拉力F0（單根帶）
查表13-1得q=0.10kg/m，故可由式（13-17）得單根V帶的初拉力
=146.157N
作用在軸上的壓力
=2×5×146.157×sin/2=1447N
（9）帶輪的結構設計
查《機械設計基礎課程設計》GB-10412-89得帶輪緣寬度B=80mm
2、齒輪傳動的設計
（1）選擇材料與熱處理
根據(jù)工作要求,采用齒面硬度<=350HBS，查《機械設計基礎》表11-1得
小齒輪選用40Cr,調質,硬度為250HBS
大齒輪選用ZG35SiMn,調質,硬度為220HBS
由《機械設計基礎》圖11-7C得＝680 MPa ，＝510MPa，
由《機械設計基礎》表11-4得SH =1.1，所以
[]＝＝680/1.1MPa＝618MPa
[]＝＝510/1.1MPa＝539MPa
由《機械設計基礎》圖11-10C得＝240 Mpa，＝160Mpa。
由《機械設計基礎》表11-4得SF =1.4，所以
[]＝240/1.4MPa＝171MPa
[]＝160/1.4MPa＝114.3MPa
（2）按齒面接觸強度計算
設齒輪按8級精度制造。取載荷系數(shù)K=1.2（表11-3），齒換系數(shù)=0.4。
小齒輪上的扭距?T1＝9550 P1/ n1=9550×6.38/626=97.33 N·m
按式（11-5）計算中心距
==188.6mm
取a=190mm
齒數(shù) 取z＝36，z＝5.96×136＝205，則取z =205，實際傳動比i=5.69
mn=2a·cos β /(Z1+Z2)=2×190×cos/（36+205）=1.25mm
按表4-1，取mn=1.5，去定螺旋角β
β = arccos [mn · (Z1+Z2) / 2a]=
齒寬b=a=0.4×190=76mm，取b2=76mm，b1=84mm
（3）驗算彎曲強度
當量齒數(shù):Zv1=Z1/cos3 β=41.8 ，Zv2=Z2/cos3 β=238.1
查圖11-9得YF1=2.44 , YF2=2.13，所以
σF2= σF1 ·YF2/ YF1 = 61.5Mpa< [σF2] =114.3Mpa
（4）求圓周速度V
V=πd1n1/(60×1000)=1.86m/S
對照表11-2可知選8級精度是合宜的。
（5）齒輪結構參數(shù)
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
中心距a=190mm
大齒輪齒寬b2=76mm
小齒輪齒寬b1=84mm
通過對減速器結構的分析，可知小齒輪左旋，大齒輪右旋比較合適。
第六節(jié)、軸的設計計算
1、 初步確定軸的最小直徑
1軸的材料選擇，45鋼，調質處理，由表14-2查得C=110，=6.38KW，＝626 r/min初步確定1軸的最小直徑
≥ ＝ 23.8㎜
由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%取=25mm
2軸的材料也選45鋼，調質處理，由表14-2查得C=110，=6.13KW，＝111 r/min初步確定2軸的最小直徑
=41.9mm,
由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%~7%，取=45㎜
2．由齒輪的旋向分析2軸受力情況
（1）由以上計算分析可知道，大齒輪右旋，徑向力、圓周力、軸向力大小如下：
N
（2）2軸受力情況如（3-1）圖所示
（3）求垂直面的支承反力
N
（4）求水平面的支承反力
（5）繪制垂直面的彎距圖（3-2）
=1817×0.142/2=129.9Nm
=-570×0.143/2=-40.8
（6）繪制水平面的彎距圖（3-2）
（7）求合成彎距
（8）危險截面的當量彎距
由圖（3-4）可見，截面a-a最危險，其轉距=527.4Nm
當量彎距
如認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)變力，取折合系數(shù)a=0.6，代入上式
（9）校核直徑
軸的材料為45鋼，調質處理，由表14-1查得=650 MPa，由表14-3查得=60MPa
考慮到鍵槽對軸的削弱，將d值加大4%，故
d=1.04×39.2=40.76㎜
故軸符合強度要求
第七節(jié)、滾動軸承的選擇及計算
1、軸承的安裝方案
軸1和軸2的軸承均采用正裝（面對面） ，其原因在于正裝軸承（面對面）適合于傳動零件位于兩支承之間，軸承反裝（背靠背）適合于傳動零件處于外伸端，而且支承跨距不大，故采用兩端固定式。軸承類型選為角接觸球軸承。入下圖所示：
正裝（面對面） 反裝（背靠背）
2、 軸承的校核
（1）軸承的預期壽命取為Lh=14400h，由前面的計算知道，=1247N，=1056N
2軸的工作轉速n2=111r/min，初選軸承7211AC，查《機械設計基礎課程設計》表15-6得到基本額定動載荷Cr=38.8KN，基本額定靜載荷Cor=31.8KN
由表16-13查得軸承的內部軸向力為：
因為F2′+Fa2 ＞ F1′
所以Fa1=＝ F2′+ Fa2=2230.2N
Fa1= F1′=1174.2N
（2）計算軸承的當量動載荷
由表16=13查得e=0.68而
查表16-12得，X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0，所以
P1＝X1Fr1＋Y1Fa1=0.41×2441＋0.87×2230.2=2941.1N
P2＝X2Fr2＋Y2Fa2=1726.8N
（3）軸承壽命的校核
因為軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，進P1較大，故以它來校核軸承的壽命
第八節(jié)、鍵聯(lián)接選擇及校核
1， 本設計均采用：普通圓頭平鍵
普通平鍵——用于靜聯(lián)接—即軸與輪轂間無相對軸向移動，
構造：兩側面為工作面，靠鍵與槽的擠壓和鍵的剪切傳遞扭矩
型式：大齒輪處選擇圓頭—A型（常用）—為防轉、鍵（指端銑刀加工）與槽同形、鍵頂上面與轂不接觸有間隙
聯(lián)軸器與帶輪處均選擇C型鍵
2， 鍵聯(lián)接的設計及強度校核
1） 已知參數(shù)：
1軸
軸徑d＝25 mm，帶輪輪轂寬度為70mm
扭矩T1=97.33Nm 載荷有輕微沖擊
2軸
安裝大齒輪處軸徑d＝60 mm，齒輪輪轂寬度為76mm
扭矩T=527.4Nm 載荷有輕微沖擊
安裝聯(lián)軸器處軸徑d＝45 mm，；聯(lián)軸器輪轂寬度為112mm
扭矩T=527.4Nm 載荷有輕微沖擊
鍵材料為45鋼
2) 失效形式： 壓潰（鍵、軸、轂中較弱者——靜聯(lián)接）
磨損（動聯(lián)接）
鍵的剪斷（較少）
校核擠壓強度條件為：
——許用擠壓應力 Mpa ，表5-1 P113
T——扭矩（Nmm）
h——高度
l——工作長度 l=L-b （A型鍵L——公稱長度）
d——軸徑（mm）
3）計算
安裝帶輪處的鍵：
安裝大齒輪處的鍵：
安裝聯(lián)軸器處的鍵：
所以，三個鍵均符合要求。
第九節(jié)、聯(lián)軸器的選擇與校核
1、由于彈性聯(lián)軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。初選HL4聯(lián)軸器45×112 GB5014-85
其主要參數(shù)如下：
材料HT200
公稱轉矩
軸孔直徑，
軸孔長，
許用轉速
由《機械設計基礎》表17-1，可知道工作系數(shù)
故計算轉距
故聯(lián)軸器滿足要求
第十節(jié)、減速器附件的選擇
1、箱體及附件選擇
箱體設計（mm）
名稱
符號
參數(shù)
設計原則
箱體壁厚
δ
10
0.04a+d >8
箱蓋壁厚
δ1
10
0.85δ>8
凸緣厚度
箱座
b
15
1.5δ
箱蓋
b1
15
1.5δ1
底座
b2
25
2.5δ
箱座肋厚
m
8.5
0.85δ
箱蓋肋厚
m1
8.5
0.85δ1
地腳螺釘
型號
df
18取M20
單級齒輪減速器，
0.036a+12
數(shù)目
n
4
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
14.13取M16
0.75 df
箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑尺寸
d2
11.3取M12
（0.5-0.6）df
觀察孔蓋螺釘
C2
d4
（0.3-0.4）df
凸臺高度
h
結構而定
凸臺半徑
R1
= C2
箱體外壁至軸承蓋座端面的距離
l1
40
C1+ C2+(5~10)
注釋：a：中心距之和，a＝190mm
2、附件
為了保證減速器的正常工作，除了對齒輪、軸、軸承組合和箱體的結構設計給予足夠的重視外，還應考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設計。
名稱
規(guī)格或參數(shù)
作用
窺視孔
視孔蓋
145×112
為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱內注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔。圖中檢查孔設在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時，檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。材料為鑄鐵
通氣器
通氣螺塞
M12×1.25
減速器工作時，箱體內溫度升高，氣體膨脹，壓力增大，為使箱內熱脹空氣能自由排出，以保持箱內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏，通常在箱體頂部裝設通氣器。材料為Q235
軸承蓋
凸緣式軸承蓋
六角螺栓（M8）
固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷，軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋，利用六角螺栓固定在箱體上，外伸軸處的軸承蓋是通孔，其中裝有密封裝置。材料為HT150
定位銷
M6×35
為保證每次拆裝箱蓋時，仍保持軸承座孔制造加工時的精度，應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個定位圓錐銷，安置在箱體縱向兩側聯(lián)接凸緣上，對稱箱體應呈對稱布置，以免錯裝。材料為45號鋼
油面指示器
油標尺M12
檢查減速器內油池油面的高度，經(jīng)常保持油池內有適量的油，一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位，裝設油面指示器，采用2型
油塞
M14×1.5
換油時，排放污油和清洗劑，應在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺塞將放油孔堵住，油塞和箱體接合面間應加防漏用的墊圈（耐油橡膠）。材料為Q235
起蓋螺釘
M8×30
為加強密封效果，通常在裝配時于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠，因而在拆卸時往往因膠結緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當位置，加工出1個螺孔，旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。
起吊裝置
箱座吊耳+吊環(huán)螺釘M12
經(jīng)過估算減速器重量約為1.05-2.1kN，為了便于搬運，在箱體設置起吊裝置，采用箱座吊耳+吊環(huán)螺釘M12，材料20鋼正火。
第十一節(jié)、 潤滑與密封
一、潤滑
1，本設計采用油潤滑
原因：潤滑冷卻效果較好，f較小，但供油系統(tǒng)和密封裝置均較復雜，適于高速場合。
潤滑方式：飛濺潤滑，由于轉速<2m/s,不容易形成油霧，通過適當?shù)挠蜏蟻戆延鸵敫鱾€軸承中。
1）齒輪的潤滑
采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為50+10～20㎜。取為60㎜。
（2）滾動軸承的潤滑
由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
（3）潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。
2， 滾動軸承內側的擋油盤
由于輸入軸的齒輪直徑小，設計為齒輪軸，齒頂圓小于軸承的外徑，為防止嚙合時所擠出的熱油大量沖向軸承內部，增加軸承阻力，設置擋油盤（沖壓件）
二、密封
選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。
在軸承蓋的軸孔內設置密封件。本設計采用接觸式——氈圈密封
第十二節(jié)、設計小結
?? 經(jīng)過十幾天的努力,我終于將機械設計課程設計做完了.在這次作業(yè)過程中,我遇到了許多困難,一遍又一遍的計算,一次又一次的設計方案修改，這都暴露出了前期我在這方面的知識欠缺和經(jīng)驗不足，計算出現(xiàn)了很多小問題，令我非?？鄲?后來在吳老師的指導下,我找到了問題所在之處,并將之解決.同時我還對機械設計基礎的知識有了更進一步的了解.在傳動系統(tǒng)的設計時,面對功率大,傳動比也大的情況,我一時不知道到底該如何分配傳動比.后來經(jīng)過幾次計算,才找到比較好的方案.這次我吸取了盲目計算的教訓,在動筆之前,先征求了吳老師的意見,終于確定了我最終的設計方案.至于畫裝配圖和零件圖,由于前期計算比較充分而且充分利用休息時間,整個過程用時不到一周。在此期間,我還得到了許多同學和老師的幫助.在此我要向他們表示最誠摯的謝意.整個作業(yè)過程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文檔.一來自己電腦知識不夠扎實,用起來很不方便。
??? 盡管這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,但我的收獲還是很大的.不僅僅掌握了帶傳動以及齒輪的設計步驟與方法;也對制圖有了更進一步的掌握。對我來說,收獲最大的是方法和能力.那些分析和解決問題的方法與能力.在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)像我們這些學生最最缺少的是經(jīng)驗,沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié).總體來說,我覺得做這種類型的作業(yè)對我們的幫助還是很大的,它需要我們將學過的相關知識都系統(tǒng)地聯(lián)系起來,從中暴露出自身的不足,以待改進.有時候,一個人的力量是有限的,合眾人智慧,我相信我們的作品會更完美!
第十三節(jié)、參考資料目錄
1、《機械設計基礎》楊可楨、程光蘊主編（第四版）高等教育出版社
2、《機械設計機械設計基礎課程設計》 王昆等主編 高等教育出版社