V带单级直齿T=390 V=085 D=350 6X1.doc

机械设计（论文）说明书 题 目：一级直齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：二零一二年五月一日目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计一用于带式运输机上的一级直齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限6年(300天/年),1班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张(A1或A0)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.99=0.9h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=0.85m/s工作机的功率pw:pw= 1.89 KW电动机所需工作功率为:pd= 2.1 KW执行机构的曲柄转速为:n = 46.4 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=25，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=38，则总传动比合理范围为ia=640，电动机转速的可选范围为nd = ian = (640)46.4 = 278.41856r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132S-8的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=710r/min，同步转速750r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=710/46.4=15.3（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=15.3/3.5=4.4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm/i0 = 710/3.5 = 202.9 r/minnII = nI/i = 202.9/4.4 = 46.1 r/minnIII = nII = 46.1 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 2.10.96 = 2.02 KWPII = PIh2h3 = 2.020.990.97 = 1.94 KWPIII = PIIh2h4 = 1.940.990.99 = 1.9 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 2 KWPII = PII0.99 = 1.92 KWPIII = PIII0.99 = 1.88 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 28.2 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 28.23.50.96 = 94.8 NmTII = TIih2h3 = 94.84.40.990.97 = 400.6 NmTIII = TIIh2h4 = 400.60.990.99 = 392.6 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 93.9 NmTII = TII0.99 = 396.6 NmTIII = TIII0.99 = 388.7 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.12.1 = 2.31 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 160 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3.5160(1-0.02) = 548.8 mm 由手册选取d2 = 560 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 710160/(601000) = 5.95 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(160+560)a02(160+560)504a01440 初定中心距a0 = 972 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2972+(160+560)/2+(560-160)2/(4972)=3116 mm 由表9-3选用Ld = 3150 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 972+(3150-3116)/2 = 989 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(560-160)57.30/989 = 156.8012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 2.31/(1.56+0.1)1.130.94) = 1.31故要取Z = 2根A型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5002.31(2.5/0.94-1)/(25.95)+0.105.952 = 164.6 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 22164.6sin(156.8/2) = 644.9 N第六部分 齿轮的设计1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器。 材料：小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 20，则：Z2 = i12Z1 = 4.420 = 88 取：Z2 = 882 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T1 = 94.8 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60202.91630018 = 1.75108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.75108/4.4 = 3.98107 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.92,KHN2 = 0.95 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.92610 = 561.2 MPasH2 = = 0.95560 = 532 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (561.2+532)/2 = 546.6 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 59.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.98 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 162 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 203 = 60 mmd2 = Z2mn = 883 = 264 mmb = dd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 0.64 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-360 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.79 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.75108大齿轮应力循环次数:N2 = 3.98107 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.88 KFN2 = 0.91 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 165.8sF2 = = = 154 = = 0.02587 = = 0.02592大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.71 mm2.713所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 60 mmd2 = 264 mmb = ydd1 = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 162 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 2.02 KW n1 = 202.9 r/min T1 = 94.8 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 60 mm 则:Ft = = = 3160 NFr = Fttanat = 3160tan200 = 1150.1 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 24.1 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 25 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (2-1)18+28 = 34 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 30 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 35 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6207型深沟球轴承，其尺寸为:dDT = 357217 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：6207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 65 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 17+8+11-5 = 31 mml78 = T+s+a-l67 = 17+8+11+2-5 = 33 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (34/2+35+17/2)mm = 60.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (65/2+31+5-17/2)mm = 60 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (65/2+5+33-17/2)mm = 62 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1605.9 NFNH2 = = = 1554.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -380.2 NFNV2 = = = 885.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1605.960 Nmm = 96354 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 644.960.5 Nmm = 39016 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -380.260 Nmm = -22812 NmmMV2 = FNV2L3 = 885.462 Nmm = 54895 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 99018 NmmM2 = = 110894 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 5.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 1.94 KW n2 = 46.1 r/min T2 = 400.6 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 264 mm 则:Ft = = = 3034.8 NFr = Fttanat = 3034.8tan200 = 1104.6 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 39 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1.2400.6 = 480.7 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径40 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 45 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6210型深沟球子轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm20mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 58 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0758 = 4.06 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.44.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (60/2-2+43.5+58-20/2)mm = 119.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (60/2+6+37.5-20/2)mm = 63.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1053.1 NFNH2 = = = 1981.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 383.3 NFNV2 = = = 721.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1053.1119.5 Nmm = 125845 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 383.3119.5 Nmm = 45804 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 133922 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 14.1 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm28mm，接触长度:l = 28-8 = 20 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2572025120/1000 = 105 NmTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm50mm，接触长度:l = 50-16 = 34 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25103458120/1000 = 591.6 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm70mm，接触长度:l = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2585840120/1000 = 556.8 NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 618300 = 14400 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1150.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1150.1 = 6437 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 8.95105Lh所以轴承预期寿命足够。2 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1104.6 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1104.6 = 3772 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6210轴承，Cr = 35 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.15107Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱盖加强筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b