一级直齿圆柱齿轮减速器设计.doc

课程设计报告书系别： 机电学院 专业：机械设计制造及其自动化0802班 学生姓名：何文海 学号：2008011452 课程设计题目：一级圆柱齿轮减速器 起迄日期： 12月26日 至 1月7日 课程设计地点：外语楼1102教室 指导教师：李鸿宾 、程 颖 课 程 设 计 任 务 书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名所在院系机械工程系专业、年级、班设计要求：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限10年，每年按300天计算。允许输送带速度误差为。运输带拉力F= 2.8kN；输送带速度V=1.7m/s ；滚筒直径D=300mm 。学生应完成的工作： 1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张(A1)；3绘制低速轴零件图一张和箱体图一张。参考文献阅读： 1.机械设计课程设计指导书2.机械设计图册3.机械设计手册4.机械设计工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2010 年 12 月 26 日 任务完成日期： 2011 年 1 月 7 日带式输送机传动装置的设计摘 要：齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。本文设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿轮材料为40Cr（调质），硬度约为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度约为240HBS，齿轮精度等级为8级。轴、轴承、键均选用钢质材料。关键词：减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器目 录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、运动参数及动力参数计算6五、传动零件的设计计算7六、轴的设计计算10七、滚动轴承的选择及校核计算14八、键联接的选择15九、箱体设计15十、润滑与密封16十一、设计小结16计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限10年，每天工作8小时，每年300个工作日，允许输送带速度误差为。（2）原始数据：运输带拉力F= 2800N；输送带速度V=1.7m/s ；滚筒直径D=300mm 。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.940.9820.970.990.96=0.83(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/（1000总）=28001.0/（10000.83）=5.73KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.7/（300）=108.3r/min按手册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Ic=36。取V带传动比Iv=24，则总传动比理时范围为I总=624。故电动机转速的可选范围为nd=I总n筒nd=（624）108.3=649.72599.2r/min符合这一范围的推荐同步转速有1000 r/min。、和1500r/min。4、确定电动机型号根据以上表选用的电动机类型，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，比较两种方案可知：电动机Y132M-4因电动机转速高，耗能大，价格较高。电动机Y112M-4适中。故选择电动机型号Y160M-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速970r/min，三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=970/76.3=8.962、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=3（V带传动比I1=24合理）（2） i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=8.96/3=2.98四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电机=970r/minnI= n电机/i带=970/3=320(r/min)nII=nI/i齿轮=320/2.98=108.3(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd带=5.730.94=5.386KWPII= PI轴承齿轮联轴器=5.3860.980.970.99=5.069KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）Td=9550Pd / n电机=95505.73/970=56.41N.mTI= 9550PI/ nI=95505.386/320=160.74NmTII= 9550PII/ nII=95505.069/108.3=446.99N.m五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.1Pca=KAPd=1.15.73=6.303KW2.选择V带的带型根据Pca、n电机由课本图8-10得：选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度v=dd1n电机/（601000）=140970/（601000）=7.10m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1(1-)=3140（1-0.02）=411.6mm由课本表8-8，圆整为dd2=400mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2500+3.14（140+400）/2+（400-140）2/（4500）1881.6mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=1800mm按课本式（8-23）实际中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=500+（1800-1881.6）/2=459.2mm5.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）57.30/a=1800-（400-140）57.30/459.2=147.50900（适用）6. 确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=140mm和n电机=970r/min根据课本表8-4a得P0=1.62KW根据n电机=970r/min，i带=3和A型带，查课本表（8-4b）得P0=0.11KW根据课本表8-5得Ka=0.92根据课本表8-2得KL=1.01 ，于是Pr=（P0+P0）KaKL=（1.62+0.11）0.920.99=1.607kw2)计算V带的根数z。z=PCa/Pr=6.303/1.607=3.92 圆整为4根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /Kazv +qV2=500（2.5-0.92）6.303/（0.9247.10）+0.17.102N=236.96N应使带的实际初拉力F0(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=24236.96sin（147.5/2）=1819.95N综上可知带传动的设计参数如下：选用A型V带传动比i带=3带数Z=4V带额定功率Pr=1.607KW带速：v=7.10m/s基准直径：dd1=140mm，dd2=400mm2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调制），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=242.98=71.5，取72。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55105PI/nI=95.51055.386/320=160738Nmm3)由课本表10-7选取齿宽系数d=14)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)由课本图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLN1=60nIjLh=603201(103008)=3.68108N2=NL1/i齿=5.53108/2.98=1.231087）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93 KHN2=0.988）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.93600/1.0Mpa=558MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.98550/1.0Mpa=539Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值dd12.32(KtT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=2.321.31.607105（2.98+1）189.82/(2.985392) 1/3=75.586mm2)计算圆周速度v。v=dd1 nI/（601000）=3.1475.586320/（601000）=1.26m/s因为m/s，故取级精度合适。3）计算齿宽b。b=dd1t=175.586mm=75.586mm 4） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m t =d1t/Z1=75.586/24=3.15mm齿高：h=2.25m t =2.253.15=7.08mmb/h=75.586/7.08=10.685） 计算载荷系数。根据v=1.26m/s，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.06；直齿轮，KHa=KFa=1由课本表10-2查得KA=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.316由b/h=10.68，KH=1.316查课本表10-13得KF=1.28：故载荷系数K=KAKVKHaKF=11.0611.28=1.3566)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=75.586 (1.356/1.3) 1/3=75.568mm7)计算模数m：m=d1/z1=75.568/24=3.19mm3.按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92 KFN2=0.983)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.92500/1.4=328.57MPaF2= KFN2FE2/S=0.98380/1.4=266MPa4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKF=11.0611.28=1.35685)取齿形系数。由课本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.146） 查取应力校正系数由课本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.837） 计算大、小齿轮的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.651.58/328.57=0.01274YFa2 YSa2/F2=2.2261.83/266=0.01472大齿轮的数值大。8)设计计算 m21.35681607380.01472 /(1242) 1/3=2.234mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.234mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度的的分度圆直径d1=75.586mm，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=75.586/2.5=30.234mm大齿轮的齿数z2=2.9830.234=90.10 取z2=90这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m=302.5=75mm d2= z2m=902.5=225mm（2）计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+225）/2=150mm（3）计算齿轮宽度 b=d d1=154=54mm取B2=75mm ，B1=80mm下图为大齿轮的结构图：综上可知，齿轮的设计参数如下：小齿轮分度圆直径：d1=75mm大齿轮分度圆：d2=225mm中心距a=150mm小齿轮齿宽：B1=80mm大齿轮齿宽：B2=75mm模数m=2.5六、轴的设计计算轴的设计计算1、 两轴上的功率P、转数n和转矩由前面的计算已知：PII=5.069kwnII=108.3r/minTII=446990NmmPI=5.386 kwnI=320 r/minTI=160738 Nmm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=225mmFtII=2TII/d2=2446990/340=3973.24NFrII= FtIItan20=3973.240.3642=1446.14N因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=75mmFtI=2TI/d1=2160738 /75=4286.35NFrI=FtItan20=4286.350.3642=1561.08N3、初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A0=112，于是得dminII= A0（PII/ nII）1/3=112（3.146/76.3）1/3=38.2mmdminI= A0（PI/ nI）1/3=112（3.243/480）1/3=27.68mm4、低速轴联轴器的选择为了使所选低速轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KATII,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca= KATII=1.3446990=581087Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查机械设计手册，选用LH3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 Nmm。联轴器的孔径d1=45mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。A、 低速轴的结构设计（1） 选择轴的材料 选轴的材料为45号钢，调质处理。查课本表15-1可知：B=640Mpa,s=355Mpa, 许用弯曲应力-1=60Mpa（2）轴上零件的周向定位单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。大齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（3）、确定各段轴的直径根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径，将估算轴d=40mm作为外伸端直径d1与联轴器相配；轴段2要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要，故D2=45mm，轴三安装轴承，故D3=50mm；轴段4用于安装齿轮，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=55mm；齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定；轴段6应与段3同样的直径为D6=50mm。（4）、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6210，其尺寸dDB=50mm90mm20mm。轴承宽度B=20,最小安装尺寸D=57,故轴环直径取d5=57mm.(5）确定轴各段长度 为保证大齿轮的固定的可靠性，取轴段4的长度应该稍微短于齿轮的宽度，故L4=50mm；根据轴环宽度可取轴段5长度L5=10mm；据轴承内圈宽度B=20mm，箱体内壁至轴承端面距离为10mm，可取取L6=32mm，因为两轴承相对齿轮对称，取轴段L3=(10+32)=42mm；为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸冲突而去定轴段2的长度， 查取L2=50mm；根据联轴器轴孔选长度L1=84mm故全轴长为L=84+50+42+50+20+40=286mm（6）、两轴承之间的跨距L 因为深沟球轴承的支反力作用点在轴承宽度的中点，故两轴承之间的跨距L=(50+22+20+42-20)=114mm。B.高速轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查课本表15-1可知：B=640Mpa,s=355Mpa, 许用弯曲应力-1=60Mpa因为dminI=27.68mm，考虑键槽的影响以系列标准，取d=28mm2.高速轴的结构设计下图为高速轴的简图：（1）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。小齿轮直径较小，可做成齿轮轴。两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。小齿轮的两端设置轴肩给挡油环定位。(2)确定轴各段的直径 轴段1的直径为轴的最小直径，故选定D1=d1=28mm；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择D2=30mm；轴段3为安装轴承，为便于安装应取D3D2，且与轴承内径标准系列相符，取D3=35mm（其中选择轴承型号为6207，其尺寸为：dDT=35mm72mm17mm，安装尺寸为42mm）；轴段4在小齿轮两侧对称设置的两轴肩处直径为D4=40mm，故取D5=42mm，轴段5安装轴承，应与段3同样的直径，故选D5=35mm（3）、确定个轴段的长度 轴段4考虑到给挡油环定位，根据草图，可设计L4=83mm；考虑箱体内壁到轴承端面的距离和轴承的型号，可设计轴段5长度：L5=30mm；则同理，轴段3安装轴承，故轴段3长度L3=30mm；考虑到轴承盖螺钉的装拆空间，取L2=50mm；根据安装的带轮的需要，取L1=65全轴长为L总=65+50+30+83+30=258mm（4）、两轴承之间的跨距L=83+30+30-17=126mm(5)按弯矩复合强度计算因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB= L/2=126/2=63mm的设计计算2、 高速轴上的功率P、转数n和转矩1)绘制轴受力简图（如图a）2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=F rI/2=1561.08/2=780.54NFAZ=FBZ=F tI/2=4286.35/2=2134.17N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAy LA =780.5463=49174.02Nmm截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZ LB =2134.1763=134452.71Nmm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（49174.022+134452.712)1/2=143162Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（PI/nI）106= TI=160440 Nmm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=1431622+(0.6160440)21/2=172517.00Nmm(7)校核危险截面C的强度caI=MC2+(T)21/2/W = 172517.00/0.1d33=53028.17/0.1353=40.24MPa24000h预期寿命足够八、键联接的选择根据轴径的尺寸，由课本表6-1可选择高速轴与V带轮联接的键为：平键bh=66，长度系列L=40 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 bh=149长度系列L=36 GB1096-79轴与联轴器的键为：键bh=128长度系列L=63 GB1096-79九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212连接螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d1 d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R114箱座高度H 230外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 12机盖、机座肋厚m1 ,m8， 8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D