机械设计论文

麦兜sunny

前言

减速器的结构随其类型和要求不同而异。单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。前者两轴线平面与水平面平行，如图1-2-1a所示。后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。

单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。
图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。

箱体由箱盖与箱座组成。箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。

减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。为了排除污油和清洗减速器的内腔，在减速器箱座底部装置放油螺塞。箱体内部的润滑油面的高度是通过安装在箱座壁上的油标尺来观测的。为了吊起箱盖，一般装有一到两个吊环螺钉。不应用吊环螺钉吊运整台减速器，以免损坏箱盖与箱座之间的联接精度。吊运整台减速器可在箱座两侧设置吊钩（参见图1-2-3）。
目   录

一、设计任务书………………………………………………4
二、电动机的选择……………………………………………6
三、计算传动装置的运动和动力参数………………………8
四、传动件的设计计算………………………………………12
五、轴的设计计算……………………………………………22
六、箱体的设计………………………………………………30
七、键联接的选择及校核计算………………………………32
八、滚动轴承的选择及计算…………………………………34
九、联连轴器的选择…………………………………………35
十、减速器附件的选择………………………………………36
十一、润滑与密封……………………………………………36
十二、设计小结………………………………………………36
十三、参考资料目录…………………………………………38
一、机械设计课程设计任务书

题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作有轻振，单向运转，两班制工作。减速器小批生产，使用期限5年。输送机工作转速的容许误差为5%。
(一)、总体布置简图

(二)、工作情况：
工作有轻振，单向运转
(三)、原始数据
输送机工作轴上的功率P (kW) ：4.5
输送机工作轴上的转速n (r/min)：90
输送机工作转速的容许误差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2


(四)、设计内容
1.电动机的选择与运动参数计算；
2.斜齿轮传动设计计算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核；
6.装配图、零件图的绘制
7.设计计算说明书的编写
(五)、设计任务
1.减速器总装配图一张
2.输出轴及其输出轴上齿轮零件图各一张
3.设计说明书一份
(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


计       算       及      说        明        结 果
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　   (kw)            
由电动机至输送机的传动总效率为：
η总=η１×η２4×η３×η４×η5
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-2式中：η1、η2、      η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。
取η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5＝0.93
则：　η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93
　　     =0.85
所以：电机所需的工作功率：
　　　　Pd　=ＰＷ/η总
                 =4.5/ 0.85
         =5.3 (kw)
       


























η总=0.85



Pd=5.3(kw)

计       算       及      说        明        结 果
  3、确定电动机转速
   输送机工作轴转速为：
      nＷ＝【（1-5%）～（1+5%）】×90r/min
        ＝85.5～94.5 r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ10表2-3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Ｉ’=3～６。
取开式圆锥齿轮传动的传动比Ｉ１’=２～3 。则总传动比理论范围为：Ｉa’＝ Ｉ’ ×Ｉ１’=６～18。
故电动机转速的可选范为
            Nd’=Ｉa’× nＷ
　　　　　 =(6～18)×90
             =540～1620 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）
方案        电动机型号        额定功率        电动机转速 (r/min)        电动机重量(N)        参考价格        传动装置传动比
                        同步转速        满载转速                        总传动比        V带传动        减速器
1        Y132S-4        5.5        1500        1440        650        1200        18.6        3.5        5.32
2        Y132M2-6        5.5        1000        960        800        1500        12.42        2.8        4.44
3        Y160M2-8        5.5        750        720        1240        2100        9.31        2.5        3.72
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格       


nw＝85.5～94.5 r/min












Nd’=530～1620 r/min


计       算       及      说        明        结 果
  和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
中心高H        外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD        底角安装尺寸  A×B        地脚螺栓孔直径  K        轴 伸 尺 寸
D×E        装键部位尺寸  F×GD
132        520×345×315        216×178        12        28×80        10×41

电动机主要外形和安装尺寸
三、计算传动装置的运动和动力参数
（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
                ia= nm/ nＷ
=960/90
=10.67       




































ia=10.67



计       算       及      说        明        结 果
  总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i    （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动
    和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P10表2-3，取i0=3（圆锥齿轮传动 i=2～3）
因为：　　　ia＝i0×i
所以：　　　i＝ia／i0
＝10.67/3
＝3.56
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率  （KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩  （N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩  （r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数       









i0=3


i i＝3.56


















计       算       及      说        明        结 果
  
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
Ⅰ轴：nⅠ= nm=960（r/min）
　　Ⅱ轴：nⅡ= nⅠ/ i=960/3.56=269.66r/min
     III轴：nⅢ= nⅡ
     螺旋输送机：nIV= nⅢ/i 0=269.66/3=89.89 r/min
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴： PⅠ=Pd×η01 =Pd×η1
=5.3×0.99=5.247（KW）
Ⅱ轴： PⅡ= PⅠ×η12= PⅠ×η2×η3
              =5.247×0.99×0.97=5.04（KW）
III轴： PⅢ= PⅡ·η23= PⅡ·η2·η4
                     =5.04×0.99×0.99=4.94（KW）
     螺旋输送机轴：PIV= PⅢ·η2·η5=4.54（KW）       
















nⅠ=960（r/min）

nⅢ= nⅡ=269.66
r/min

nIV=89.89
r/min

PⅠ=5.247（KW）

PⅡ=5.04（KW）

PⅢ=4.94（KW）

PIV=4.54（KW）



计       算       及      说        明        结 果
  （3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
     Td=9550·Pd/nm=9550×5.3/960
=52.72 N·m
Ⅰ轴： TⅠ= Td·η01= Td·η1
=52.72×0.99=52.2 N·m                    
Ⅱ轴： TⅡ= TⅠ·i·η12= TⅠ·i·η2·η3
   =52.2×3.56×0.99×0.97=178.45N·m
III轴：T Ⅲ= TⅡ·η2·η4=174.9 N·m
螺旋输送机轴：TIV = T Ⅲ ·i0·η2·η5=483.1N·m
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=5.247×0.99=5.2KW
P’Ⅱ= PⅡ×η轴承=5.04×0.99=5.0KW
P’ Ⅲ= PⅢ×η轴承=4.94×0.99=4.9KW
（5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：
T’Ⅰ= TⅠ×η轴承=52.2×0.99=51.68  N·m
T’ Ⅱ= TⅡ×η轴承=178.45×0.99= 176.67N·m
T’ Ⅲ= TⅢ×η轴承=174.9×0.99= 173.15N·m       


T Td =52.72 N·m



TⅠ=52.2 N·m


TII=178.45N·m

TⅢ=174.9 N·m

TIV=483.1N·m




P’I= 5.2KW

P’II=5.0KW

P’III=4.9KW



T’I=51.68
N·m
T’II=176.67
N·m
T’III=
173.15 N·m

计       算       及      说        明        结 果
  综合以上数据，得表如下：
轴名        功效率P （KW）        转矩T （N·m）        转速n
r/min        传动比 i                效率
η
        输入        输出        输入        输出                       
电动机轴                5.3                52.72        960        1        0.99
Ⅰ轴        5.25        5.2        52.2        51.68        960               
                                                        0.96
                                                3.56       
Ⅱ轴        5.04        5.0        178.45        176.67        269.66               
                                                        0.98
Ⅲ轴        4.94        4.9        174.9        173.15        269.66        3       
                                                        0.92
输送机轴        4.54        4.50        483.1        478.27        89.89               
四、传动件的设计计算
(一)、减速器内传动零件设计
(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
   Z1=21  ，u=3.6   
  Z2=Z1·u=21×3.6=75.6 取Z2=76       

































Z1=21

Z2=76


计       算       及      说        明        结 果
由表10-7选取齿宽系数φd＝=0.5·（u+1）·φa=1.15
（3）按齿面接触疲劳强度计算
    计算小齿轮分度圆直径
   d1t≥  
确定各参数值
1)试选载荷系数K=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.2/960
             =5.17×104N·mm
3)材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8
4)区域系数  ZH=2.5
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。
6)由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×960×1×（2×8×300×5）＝1.382×109
       N2＝N1/3.6＝3.84×108
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.93；KHN2＝0.97       
φd＝1.15













T1=5.17×104N·mm













N1＝1.382×109

N2＝3.84×108

计       算       及      说        明        结 果
    8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝＝0.93×600MPa＝558MPa
[σH]2＝＝0.97×550MPa＝533.5MPa
（4）、计算
1)试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值
d1t≥
==49.06mm
2)计算圆周速度
v===2.5m/s
3)计算齿宽b及模数mt
b=φd*d1t=1×49.76mm=49.06mm
mt===2.33 mm
h=2.25mt=2.25×2.33mm=5.242mm
b/h=49.06/5.242=9.359
4)计算载荷系数K
      已知工作有轻振，所以取KA=1.25，根据v=2.5m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.08；       

[σH]1＝558MPa


[σH]2＝533.5MPa







d1t≥49.06 mm






v=2.5m/s



b=49.06mm

mt=2.33mm



h=5.242mm

b/h=9.359


计       算       及      说        明        结 果
由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， KHβ=1.013
由图10—13查得KFβ=1.015
直齿轮KHα=KFα=1。故载荷系数
     K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.08×1×1.013
=1.368
5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
     d1==mm=49.90mm
6)计算模数m
          m =mm=2.37 mm
（5）按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为
           m≥
1）确定计算参数
A.计算载荷系数
K=KA*KV*KFα*KFβ=1.25×1.08×1×1.015=1.37
B.查取齿型系数
由表10－5查得YFa1=2.76；YFa2=2.228
       








K=1.819







d1=49.90
mm


m=2.37 mm












K=1.37

计       算       及      说        明        结 果
C.  查取应力校正系数
由表10－5查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762
D.计算弯曲疲劳许用应力
由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σF1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σF2=380Mpa；
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.856，KFN2=0.892
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）[σF]=
[σF1]=428Mpa      [σF2]=242.11MPa
E.计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01005
==0.01621
         大齿轮的数值大。
（6）、设计计算
m≥=1.65mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.65并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.90mm，算出小齿轮齿数
         Z1=d1/m=49.90/2=24.95取Z1=25       









[]1=428
Mpa

[]2=242.11MPa



=
0.01005

=
0.01621


m≥1.65mm


m=2mm

Z1=25


计       算       及      说        明        结 果
  大齿轮齿数    Z2=3.6x25=90
（7）、几何尺寸计算
a)计算分度圆直径
d1=m·Z=2×25=50 mm
      d2=m·Z1=2×90=180mm
b)计算中心距
a=m ·（Z1+Z2）=2×（25+90）/2=115 mm
c)计算齿轮宽度
b= d1·φd=50
         取B2=50mm    B1=55mm
（8）、结构设计
    大齿轮采用腹板式，如图10-39（《机械设计》）
（二）、减速器外传动件设计
      (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
      直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级
(2)、初选主要参数
    Z1=26，u=3   Z2=Z1·u=26×3=72   取
        Z2=90




d1=50 mm

d2=180mm




a=115 mm



B2=50mm

B1=55mm














Z1=26

u=3

Z2=72

计       算       及      说        明        结 果
（3）确定许用应力
A:  确定极限应力和  
齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS
查图10-21得=580Mpa, =550 Mpa  
查图10-20得=450Mpa, =380Mpa
B: 计算应力循环次数N，确定寿命系数kHN,kFN
       N1=60n3jLh =60×269.66×1×（2×8×300×5）=3.883×108
N2=N1/u=3.883×108/3=1.294×108
查图10—19得kHN1=0.96,kHN2=0.98
C：计算接触许用应力
                    取   
          由许用应力接触疲劳应力公式


查图10-18得kFE1=0.89   kFE2=0.91


（4）初步计算齿轮的主要尺寸
       











N1=3.883×108

N2=1.294×108

















计       算       及      说        明        结 果
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
按式（10—26）试算，即     
dt≥
确定各参数值
1)试选载荷系数K=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×4.9/269.66
             =1.74×104N·mm
3)材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取 ZE=189.8
4）试算小齿轮分度圆直径d1t
dt≥
               ==47.53mm
     5）计算圆周速度
       v===0.671m/s
因为有轻微震动，查表10-2得KA=1.25。根据v=0.67m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.03；
       














T1=1.74×104N·mm









dt≥47.53mm





v=0.671m/s

计       算       及      说        明        结 果
取
故载荷系数
     K=KA*KV*KHα*KHβ=1.25×1.03×1×1.2
=1.545
6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
     d1==mm=50.34mm
     50.34=42.789mm
7）计算大端模数m
          m =mm=1.94 mm
（5）、齿根弯曲疲劳强度设计
      由式(10—23)
               mn≥
确定计算参数
1）计算载荷系数
由表10-9查得KHβbe=1.25 则KFβ=1.5 KHβbe=1.875
K=KAKVKFαKFβ=1.25×1.03×1×1.875=2.414
2）齿形系数和应力修正系数       




K=1.545




d1=50.34mm

dm1=42.789mm


m=1.94













K=2.414


计       算       及      说        明        结 果
因为齿形系数和应力修正系数按当量齿数算。其中
      
       
      查表10-5  齿形系数  YFa1=2.57；YFa2=2.06
应力修正系数  Ysa1=1.60；Ysa2=1.97
3）计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01437
==0.01643
             大齿轮的数值大。
4）设计计算
mn≥
  ==1.812
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.812并就近圆整为标准值m=2mm 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.34mm，算出小齿轮齿数
         Z1=d1/m=50.34/2=25.17取Z1=25       
















=
0.01437

=
0.01643




mn≥1.812






Z1=25

计       算       及      说        明        结 果
  大齿轮齿数    Z2=3x25=75
（7）、几何尺寸计算
1）计算分度圆直径
d1=m·Z=2×25=50 mm
      d2=m·Z1=2×75=150mm
2)计算锥距
R==79.06
3)计算齿轮宽度
b= R·φR=79.06x0.3=23.7
         取B2=30mm    B1=25mm
五、轴的设计计算
（一）、减速器输入轴（I轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用45#调质，硬度217--255HBS
轴的输入功率为PI=5.25 KW
    转速为nI=960r/min
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=115
d≥
2、求作用在齿轮上的受力        Z2=75



d1=50 mm

d2=150mm

R=79.06

b=23.7

B2=30mm    B1=25mm













d≥


计       算       及      说        明        结 果
       因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=50mm
而           Ft1==2067.2N
Fr1=Ft=752.4N
圆周力Ft1，径向力Fr1的方向如下图所示。
3、轴的结构设计
1）拟定轴上零件的装配方案

1，5—滚动轴承  2—轴   3—齿轮轴的轮齿段  6—密封盖
7—轴承端盖   8—轴端挡圈  9—半联轴器
2）确定轴各段直径和长度