毕业设计范例含开题综述Word格式文档下载.docx

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再进行齿轮轴的设计，计算出齿轮轴上的各径向和轴向尺寸。

再对滚动轴承进行选择，选择出只受径向力的深沟球轴承和对轴承进行校核。

再进行对键的联接的设计和校核计算，选择保证正常工作的键。

最后进行润滑的选择、联轴器的选择和轴承盖的选择。

然后再对减速器箱体和附件进行设计尺寸。

最后对设计完的一级圆柱齿轮减速器的各零件部分用CAD绘画出装配图和零件图，用此来检查自己设计出的各零件尺寸是否正确、组装是否合理、是否满足设计要求。

三、研究方法及工作方案

2011-11-15至2011-12-31选择设计题目，收集资料，分析题目可行性；

2011-1-01至2011-2-18完成开题报告；

2011-2-19至2011-3-15完成传输机性能参数设置，整理资料和有关计算数据，完成点个零件选型。

2011-3-16至2012-3-25继续完成零件图并中期考核

2011-3-26至2011-4-10根据所收集的资料和图形，完成论文；

2011-4-10至2011-4-20修改论文，完成修改并打印。

2011-4、5月答辩

作者：

指导老师：

（东莞职业技术学院2009级机电工程系，东莞　523808）

摘要：

本次毕业课题设计中的减速机选择的是非标准减速器。

关键词：

传动装置箱体齿轮低速轴

1.前言

1.1概述

一级圆柱齿轮减速机是位于原动机和工作机之间的机械传动装置，机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。

1.2主要内容

这次设计是进行一级圆柱齿轮减速器设计，首先是对电动机的选择，再计算出各带的传递功率、转速和转距。

2.传动装置的总体设计

2.1减速箱的工作原理

一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现减速的，如图2-1齿轮减速器结构图所示。

动力由电动机通过皮带轮（图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。

由于传动比i=n1/n2，则从动轴的转速n2=z1/z2×

n1。

减速器有两条轴系——两条装配线，两轴分别由滚动轴承支承在箱体上，采用过渡配合，有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。

端盖嵌入箱体内，从而确定了轴和轴上零件的轴向位置。

装配时只要修磨调整环的厚度，就可使轴向间隙达到设计要求。

1）运动简图：

1——电动机2——带传动3——联轴器4——皮带式输送机

5——一级圆柱齿轮减速器

2）工作条件：

皮带式输送机单向运转，有轻微的震动，两班制工作，使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许误差为±

5%。

小批量生产，每年工作300天。

3）要求：

每人交上说明书一份，装配图一张，零件图二张

输送带（牵引力）F=5KN滚筒直径D=300mm输送带带速v=1.1m/s

2.2电动机的选择

1）选择电动机的类型：

按电动机的特性及工作条件选择。

若无特殊要求一般选择Y系三相异步电动机，其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。

2）选择电动机的容量：

电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。

容量选择过大，则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。

对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Ped应略大于工作机所需的电动机功率Pd即Ped≥Pd

3）电动机输出功率：

Pw=Fv/1000=5kn×

1.1m/s/1000=5.5kw

4）电动机至输送带的总功率：

η总=η14×

η2×

η3×

η4

η1=0.99（球轴承）η2=0.99（弹性联轴器）

η3=0.97（8级精度的一般齿轮传动）

η4=0.96（带传动）

=0.994×

0.99×

0.97×

0.96

　=0.88

5）电动机所需的工作功率：

Pd=Pw/η总=5.5/0.88=6.25kw

6）电动机额定功率：

Ped为7.5kw

7）确定电动机转速：

电动机输出轴转速：

nw=60×

1000V/πD

=60×

1000×

1.1/3.14×

300

=70r/min

带传动的传动范围i`1=2～4闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围i`2=3～4

总传动比范围为i`=（2～4）（3～4）

=6～16

故电动机转速的可选范围为nd=i`•nw

=（6～16）×

70r/min

=（420～1120）r/min

所以nd=970r/min（满载时转数）

2.3计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=nd/nw=970/70=13.85

2、分配各级传动比：

（1）据指导书，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）

（2）∵i总=i齿轮×

i带

∴i带=i总/i齿轮=13.85/5=2.77

2.4运动参数及动力参数计算

1）计算各轴转速（r/min）

nI=n电动/i带=970/2.77=350r/min

nII=nI/i齿轮=350/5=70r/min

nIII=nII=70r/min

2）计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×

η带=6.25×

0.96=6KW

PII=PI×

η齿轮轴承×

η齿轮=6×

0.97=5.76KW

PIII=PII×

η联轴器=5.76×

0.99=5.64KW

3、计算各轴扭矩（N•mm）

Td=9550×

Pd/n电动=9550×

6.25/970=61N•mm

TI=9550×

PI/nI=9550×

6/350=163.71N•mm

TII=9550×

PII/nII=9550×

5.76/70=785.82•mm

TIII=9550×

PIII/nIII=9550×

5.64/70=769.45N•mm

2.5带轮传动的设计计算

解：

确定计算功率PC，选择V型带。

由于载荷平稳，工作时间两班制。

所以k=1.3，故计算功率为PC=kP=1.3×

3=3.9kw

由于PC=3.9kw，n1=970r/min，确定带的型号为A型号。

确定带轮的基准直径d1和d2

根据d1〉dmin的要求，取d1=100mm。

∵d2=d1n1/n2=100×

970/369.23=262mm

1）验算带速

V=πd1n1/60×

1000=3.14×

100×

970/60×

1000=5.076m/s

∴带速V在5～25m/s范围内，故合适。

2）计算中心距a，带长Ld

初定中心距为0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）得

0.7（100+262）≤a0≤2（100+262）

254mm≤a0≤722mm

取a0=500mm

初定带长为L0=2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0

=2×

500+3.14（100+262）/2（262-100）2/4×

500

=1569mm

由书表11—1取Ld=1600mm

中心距a≈a0+（Ld-L）/2=500+（1600-1569）/2

=515mm

中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=515-0.015×

1600

=491mm

amax=a+0.03Ld=515+0.03×

=563mm

3）验算小带轮包角

小带轮包角可按下列公式得

α1=1800-（d2-d1）/a×

57.30

=1800-（260-100）/515×

=162.10

∵α1=162.10〉1200

∴小带轮包角α1合适。

4）计算初压力F0

q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=500×

3.9/4×

5.024×

（2.5/0.96-1）+0.1×

5.0242

=160.65N

5）计算轴上的力Fy

Fy=2ZF0sinα1/2=2×

4×

160.65sin167.6/2

=1233.792N

6）带轮的材料选用

小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。

大带轮的材料为HT150，因为直径d2=262mm。

采用腹板式带轮。

普通V带轮的轮槽尺寸

∵V带为A型号

∴bd=11mmhamin=2.75mme=15±

0.3mmfmin=9mmhfmin=8.7mmδmin=6mmφ=34°

3.轴的设计计算

3.1从动轴的设计计算

已知：

P4=2.6kw，从动齿轮转速70r/min。

分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。

1）选择轴的材料，确定许用应力

选用45钢，正火处理，硬度在170～217HBW，抗拉强度σb=600Mpa

弯曲应力[σ-1bb]=55Mpa

2）按扭转强度计算最小直径

d≥C（P/n）1/3

C=118～107取C=115

d2≥34.49mm

考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。

根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，查附表2—10。

选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984）

3）轴的结构设计

A.确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。

为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。

B.确定轴各段直径和长度

根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。

而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。

轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。

①外伸轴直径d1=35mm

②联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm

③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。

轴颈的直径d3=47mm，因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。

即轴颈直径d3=45mm。

因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。

选择轴承型号60209宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。

④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。

⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。

C.确定各段轴的长度

因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。

主动端Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。

TL6型号。

对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。

∴l1=58mm

为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。

选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm，轴承盖b1=12mm，L`=16mm。

∴l2=43.79mm

轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。

∴l3=41mm

安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。

轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm

为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm，设定挡油环长度为12mm。

3.2从动轴滚动轴承的设计

a）选择轴承类型：

由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。

D=85mm

b）选择轴承型号，根据轴径d=45mm，选择轴承型号60209型滚动轴承。

c）验算T=9550p/n=260.25N•m

Ft=2T/d2=2339.33N•m

Fr=Ft•tanα=760.1N

轴承的使用期限（5年），每年工作300天（两班制）。

∴Lh=19440h

∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力

∴当量动载荷P=xFr

x=1

∴P=760.1N

Cr=2560KNC0=1810KN

当轴承的工作温度100°

Cft=1

载荷性质：

为冲击，平稳fp=1.2

∵轴承为深沟球轴承

∴轴承的寿命指数ε=3

∴Cr′=fp•p/ft（60n/106•Lh′）1/ε

=4387.3N

∵4.3873KN〈Cr

∴轴承型号60209型滚动轴承满足要求。

3.3主动轴滚动轴承的设计

D=72mm

b）选择轴承型号，根据轴径d=35mm，选择轴承型号60207型滚动轴承。

c）验算T=9550p/n=70.09N•m

Ft=2T/d2=2437.91N•m

Fr=Ft•tanα=792.12N

∴P=792.12N

Cr=2010KNC0=1390KN

为冲击，平稳。

fp=1.2

∴Cr′=fp•p/ft（60n/106•Lh′）1/ε

=7176.6N

∵7.1766KN〈Cr

∴轴承型号60207型滚动轴承满足要求。

4.键联接的选择及校核计算

4.1从动轴与齿轮配合处的键

分已知：

d=55mmn=70r/min载荷平稳，单向传动。

a.齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良，故联接选用平键。

b.选用A型平键，尺寸为b=16mm

说明：

键的长度应比轴段短5～10mm故取L=56mmh=10mm

1）验算键联接挤压强度A型键工作长度l=L-b=40m

应力挤压应力

[σF]=125～150Mpa

σP=4000T/hld=47.32Mpa〈[σF]

∴合格

2）相配键槽设计

槽深t=6毂槽深t1=4.4尺寸偏差宽度轴N9-0.04毂JS±

0.02深度轴t00毂t10

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10

∴取轮毂装入侧的轴段端5mm

从动轴联轴器相配键槽的设计已知：

d2=35mmn=70r/min载荷平稳，单向传动。

a齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

故联接选用平键。

根据轴径d=35mm，选用A型平键，尺寸为b=10mmh=8mm说明：

键的长度应比轴段短5～10mm

故取L=50mm槽深t=5偏差宽度N9-0.04深度t00

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10mm

∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。

4.2主动轴与齿轮配合处的键

已知：

d=40mmn=350r/min载荷平稳，单向传动。

齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

根据轴径d=40mm，选用A型平键，尺寸为b=12mm说明：

键的长度应比轴段短5～10mm故取L=56mmh=8mm

1）验算键联接挤压强度A型键工作长度l=L-b=44mm

应力挤压应力[σF]=125～150Mpa

σP=4000T/hld=19.91Mpa〈[σF]

2）相配键槽设计槽深t=5毂槽深t1=3.3尺寸偏差宽度轴N9-0.04毂JS±

0.02深度轴t00毂t10

3）主动轴联轴器相配键槽的设计

d1=24mmn=369.23r/min载荷平稳，单向传动。

故联接选用平键，根据轴径d=24mm选用A型平键，尺寸为b=8mmh=7mm说明：

键的长度应比轴段短5～10mm取L=40mm槽深t=4mm偏差宽度N9-0.04深度t00

∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。

4.3润滑的选择

1.齿轮的圆周速度v=1.1m/s〈12m/s采用池浴润滑，为了减少搅拌损失和避免润池温度过高，大齿轮侵入油池中的深度为1个全齿高，但不小于10mm。

但为避免传动零件转动时将沉积在油底的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于30～50mm，齿轮传动润滑油粘度为220cSt。

2.轴承的润滑

∵d1n1=0.13×

105mm•r/min〈（1.5～2）×

105mm•r/min

d2n2=0.043×

∴采用脂润滑，润滑脂填充量不得超过轴承空隙的1/3～1/2，过多会引起轴承发热。

3.轴承密封的选择：

密封是为了防止灰尘，水份等侵入轴承，并且防止润滑剂流入。

根据密封类型的特点：

选用毡圈密封，轴颈圆周速度v〈5m/s合适。

毡圈材料为毛毡，安装前用热矿物油浸渍。

主动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。

d0=29mm，

毛毡尺寸d=d0-1=28mm

D=d0+（14～20）=45mm

B=6mm

槽的尺寸d1=d0+（1～2）=30mm

D1=D+（1～2）=46mm

B1=B+（0.5～1.5）=5mm

从动轴轴承毛毡密封的尺寸设计。

d0=41mm，

毛毡尺寸d=d0-1=40mm

D=d0+（14～20）=55mm

B=6mm

槽的尺寸d1=d0+（1～2）=42mm

D1=D+（1～2）=56mm

4.4联轴器的选择

根据其特点，补偿两轴相对偏移、减振、缓冲、绝缘性能，重量较轻，承载能力大，工作温度〈100°

C。

由附表2—10选择弹性套柱销联轴器。

主动轴联轴器型号为TL4型。

从动轴联轴器型号为TL6型。

5.结论

经过这次的机械毕业设计，使我学习并掌握了更多的机械设计中的知识，通过这次实习我也能把上课所学到的理论知识联系到实际的机械设计中去，从而更加巩固了上课时学习的内容和提高了机械设计的水平，了解了设计时需要的内容和设计步骤，及其设计出的零件组成。

这次设计是进行一级圆柱齿轮减速器设计，首先是对电动机的选择，再计算出各带的传递功率、转速和转距。

参考文献

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[2]<

<

机械设计师手册>

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[10]王中发.机械设计.北京:

理工大学出版社,1998.

[11]吴宗泽.机械零件设计手册.北京:

机械工业出版社,2004.

致谢

然后进行传动零件的设计计算，从而对V带轮和V带各部分进行正确的选择，再对圆柱齿轮进