机械研发设计一级直齿圆柱齿轮减速器研发设计

1、课程名称：学 院：化姓 名：年 级：课程设计机械设计课程设计机械工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动学 号：任课教师：2012 年 2 月 17 日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 8 年，大修期 3年。允许输送带速度误差为 。运输带拉力 F= 3kN ；输送带速度 V=1.0m/s ；滚筒直径 D=250mm。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绘制高速轴零件图一张。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.

2、 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 7 月 5 日 任务完成日期： 2010 年 7 月 15 日2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

3、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。 矚慫润厲钐瘗睞枥庑赖。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、

4、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、 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8年，大修期 3 年。允许输送带速度误差为。（2）原始数据：运输带拉力 F= 3000N；输送带速度 V=1.0m/s ；滚筒直 径 D=250mm。二

5、、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：2 总= 带 轴承 齿轮 联轴器 滚筒2=0.94 0.9 920.980.990.97=0.87(2) 电机所需的工作功率： 总 =0.87P 工作 =3.45KWPd=FV/(1000 总) =30001.0/ (10000.8 7) =3.45KW250)=76.3r/minn 滚筒=76.3r/min3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒=601000V/ D =601000 1.0/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I c=37。取 V 带传动比

6、 I v=24，则总传动比理时范围为 I 总 =628。故电 动机转速的可选范围为 nd=I 总n筒 nd=（628）76.3=458.42139.2r/min 符合这一范围的推荐同步转速有 1000 r/min 。、和 1500r/min 。表 2.1 查出有三种适用的电动机型号、如下表电动机型 号额定功 率/kW满载转 速 r/min电动机轴伸出端直径 /mm电动机轴伸出端安装长度 /mm电动机外形尺寸长宽高 /mmY112M-44144028j660400 245265Y132M1-6496038k680515 2803154、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

7、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 Y132M1-6 因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。电动机 Y112M-4适中。 故选择电动机型号 Y112M-4。其主要性能：额定功率： 4KW，满载转速 1440r/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=1440/76.3=18.852、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I 1=24 合理）（ 2） i总=i 齿轮 i 带i齿轮 =i 总 /i 带 =18.85/3=6.29四、运动参数及动力参数计算1

8、、计算各轴转速（ r/min ）n 电机 =1440r/minnI= n 电机 /i 带=1440/3=480（r/min）nII =nI /i 齿轮 =417.39/6.29=76.3（r/min）2、 计算各轴的功率（ KW）电动机型号Y112M-4i 总 =18.85 据手册得i 齿轮 =6.29i 带 =3n 电机 =1440r/min nI=480r/min nII =76.3r/minPI=3.243KWPII =3.146KWTd=22.88N.mTI=64.52N.mTII =393.77N.mPI=Pd 带=3.45 0.9 4=3.243KWPII =PI 轴 承 齿 轮

9、联轴器=3.243 0.9 90.9 80.9 9=3.146KW3、 计算各轴扭矩（ Nmm）Td=9550Pd / n 电机 =95503.45/1440=22.88N.mTI= 9550 PI/ n I =9550 3.243/480=64.52 NmTII = 9550 PII / n II =95503.146/76.3=393.77N.m 五、传动零件的设计计算1. 确定计算功率 PC 由课本表 13-8 得： kA=1.1 Pca=KAPd=1.1 3.45=3.795KW2. 选择 V带的带型根据 Pca、n 电机由课本图 13-15 得：选用 A型3. 确定带轮的基准直径 d

10、d 并验算带速 v。1）初选小带轮的基准直径 dd1由课本表 13-3 和表 13-4 ，取小带轮的 基准直径 dd1=90mm。2）验算带速 v。按课本式（ 8-13 ）验算带的速度 v=dd1n 电机/ （601000）=901440/ （601000）=6.68m/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- ）=3 90（ 1-0.02 ）=264.6mm 由课本表 8-8 ，圆整为 dd2=280mm4. 确定带长和中心矩1）根据课本式（ 8-20 ），初定中心距 a0=500

11、mm2）由课本式（ 8-22 ）计算带所需的基准长度2Ld02a0+ （d d1+dd2） /2+（d d2-d d1） / （4a0） =2500+3.14（90+280）/2+（280-90）2/（4500）1598.95mm 由课本表 8-2 选带的基准长度 Ld=1600mm 按课本式（ 8-23 ）实际中心距 a。aa0+（Ld- L d0） /2=500+（1600-1598.95 ） /2=501mm5. 验算小带轮上的包角 11=1800- （dd2-d d1） 57.3 0/a带速 V=6.68 m/sdd1=90mmdd2=280mmLd=1600mm取 a0=500Z=4

12、(F0) min=121.32NFp)min=953.21N=1800- （280-90 ）57.3 0/501=158.30900（适用）6. 确定带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 pr。由 dd1=90mm和 n 电机 =1440r/min 根据课本表 8-4a 得P0=1.064KW根据 n电机=1440r/min ，i 带=3和A型带，查课本表（8-4b）得P0=0.17KW根据课本表 8-5 得 Ka=0.925根据课本表 8-2 得 KL=0.99 ，于是Pr=（P0+P0）KaKL=（1.064+0.17 ） 0.945 0.99=1.154kw2） 计算 V带的根数

13、z。z=PCa/Pr=3.795/1.154=3.29 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：2（F 0） min =500 （2.5- K a）PCa /K azv +qV2=500 （ 2.5-0.945 ） 3.795/ （0.94546.68 ）+0.16.68 2N=121.32Ni 齿 =6.29应使带的实际初拉力 F0（F0） min。Z1=248. 计算压轴力 FpZ2=151压轴力的最小值为T1=137041Nm（Fp） min=2z（F0）min sin （ 1/2 ）m=

14、24121.32sin （ 158.3 /2 ）=953.21N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=4HlimZ1=600MpaV 带额定功率 Pr =1.154KWHlimZ2=550Mpa带速： v=6.68m/s基准直径： dd1=90mm，dd2=280mmN1=5.53 108N2=0.88 108KHN1=0.932、齿轮传动的设计计算KHN2=0.981 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（GB1 0095-88）。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

15、 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。 H 1=558Mpa3）选小齿轮齿数 z 1=24，大齿轮齿数 z2=24 6.29=150.96 ，取 151。2 按齿面接触疲劳强度设计 H 2=539Mpa由设计计算公式（ 10-9a ）8d12.32(KT1(u+1)Z E2/ du H 2) 1/3dd1=53.194mm(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5 T1=9.55105PI/n I5=95.5 105 3.243/480=64520 Nmm3) 由课本表 10-7 选取齿款系数 d=14) 由课本表

16、10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa1/2m t =2.216mm5) 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；打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=60nIjL h=604801(83008)8=5.53 108N2=NL1/i 齿=5.53 108/6.29=0.88 1087 )由图课本 10-19 取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.93 K HN2=0.98 8)计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1.0 H 1= K

17、HN1 Hlim1 /S=0.93 600/1.0Mpa =558Mpa H 2= KHN2Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa=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(K t T1(u+1)Z E2/ du H 2)1/3=2.32 1.3 6.452104(6.29+1)189.8 2/(6.29 5392) 1/3 =53.194mm2) 计算圆周速度 v。v=dd1 n I/ (601000)=3.1453.194480/ (601000)=1.34m/s 因为 m/s，故取级精度合适。3) 计算齿宽 b。 b=dd1t

18、 =1 53.194mm=53.194mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.14YSa2=1.834) 计算齿宽与齿高之比 b/h 。模数： m t =d 1t /Z 1=53.194/24=2.216mm 齿高： h=2.25m t =2.25 2.216=4.99mm b/h=53.194/4.99=10.665) 计算载荷系数。m1.648mm根据 v=1.34m/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=1.316 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

19、布置 时，KH=1.316由 b/h=10.67 ，KH=1.316 查课本表 10-13 得 KF=1.28 ：故载荷系数 K=KAKVKHaKF=11.0611.316=1.4086）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） 1/3 1/3d1= d1t（K/Kt） 1/3 =53.194 （1.408/1.3） 1/3 =54.628mm7）计算模数 m：m=d1/z 1=54.628/24=2.28mm3. 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d1=54mm d2=340mm a=197mmB2=54mmB1=59mmm 2KT1Y

20、FaYSa/（ 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=500MP；a 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 K FN2=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=0.92 500/1.4=328.57MPa F 2= KFN2FE2/S=0.98 380/1.4=266MPa4）计算载荷系数 KK=K AKVKFaKF=11.06 11.28=1.36585

21、）取齿形系数。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.146）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.83FtII =1158.15NFrII =421.78NFtI =1194.81NFrI =435.15N7）计算大、小齿轮的 YFa YSa/ F YFa1 Y Sa1/ F 1=2.65 1.58/328.57=0.01274 YFa2 Y Sa2/ F 2=2.2261.83/266=0.01472 大齿轮的数值大。8）设计计算dminII =38.69mmdminI =21.17mm 2 1.3568645200.0147

22、2 /（1 242） 1/3 =1.648mm 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 1.648 并就近圆整为标准值 m=2m，m 按接触强度的的分度圆直径 d1=53.194mm，算出小齿 轮的 齿数 z1=d1/m=53.194/2=27mm 大齿轮的齿数 z2=6.29 27=169.83 取 z2=170 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

23、寸计算 （1）计算分度圆直径 d 1= z 1m=27 2=54mm d2= z 2m=170 2=340mm（2）计算中心距 a= （d1+ d2）/2=（54+340）/2=197mm（3）计算齿轮宽度 b= d d 1=154=54mm取 B2=54mm， B1=59mm 下图为大齿轮的结构图：10深沟球轴承 210， 其 尺 寸 dDB=50mm 90mm20mm综上可知，齿轮的设计参数如下： 小齿轮分度圆直径： d1=54mm 大齿轮分度圆： d2=340mm 中心距 a=197mm 小齿轮齿宽： B1=59mm 大齿轮齿宽： B2=54mm 模数 m=2六、轴的设计计算 轴的设计计

24、算1、两轴上的功率 P、转数 n 和转矩 由前面的计算已知：PII =3.146kw nII =76.3r/min TII =393770Nmm PI =3.243 kw nI =480 r/min TI =64520 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=340mm FtII =2TII /d 2=2393770/340=1158.15N FrII = FtII tan20 =1158.150.3642=421.78N 因已知高速小齿轮的分度圆直径为 d1=54mm FtI =2TI /d 1=264520 /54=1194.81N FrI =FtI tan20

25、 =1194.810.3642=435.15N3、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11dminII = A0(PII / n II )1/3 =112(3.146/76.3 )1/3=38.69mm1/3 1/3dminI = A0(PI/ n I )1/3=112( 3.243/480 )1/3 =21.17mm 4、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

26、到转矩变化很小，故取 KA=1.3，则Tca= KATII =1.3 393770=511901Nmm 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 HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 630000 N mm。联轴器的孔径 d1=40mm，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

27、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

28、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

29、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+22+20=268mm(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。12B. 高速轴的设计1、选择轴的材料确定许用应力ca1=13.00MPa选轴的材料为 45号钢，调质处理。查课本表 15-1 可知： B

30、=640Mpa,s=355Mpa, 许用弯曲应力 -1 =60Mpa 因为 dminI =21.17mm，考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm 2. 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=22mm；轴段 2要考虑到密 封圈的安装需要，选择 D2=30m；m轴段 3 为安装

31、轴承，为便于安装应取 D3D2，且与轴承内径标准系列相符，取 D3=35m（m 其中选择轴承型号为 6207，其尺寸为： dDT=35mm 72mm 17mm，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=40m，m故取 D5=42m，m 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

32、，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=435.15/2=217.58NFAZ=FBZ=F tI /2=1194.81/2=597.41N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1

33、3MC1=FAy LA =217.58 63=13707.54Nmm 截面 C在水平面上弯矩为：MC2=FAZ LB =597.41 63=37636.83Nmm(4) 绘制合弯矩图(如图 d)MC=(MC12+MC22) 1/2=(13707.542+37636.832) 1/2 =40055.31 N mm(5) 绘制扭矩图(如图 e)转矩： T=9.55( PI /n I)106= T I =64520 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)2 1/2=40055.31 2+(0.6 64520)2 1/2=55705.00Nmm(7) 校核危险截面 C的强度 caI=MC2+(T)2 1/2/W = 55705.00/0.1d 33=53028.17/0.1 353 =13.00MPa19200h 预期寿命足够八、键联接的选择 根