一级圆柱齿轮减速器

1、 目录第一部分 课程设计任务书31.1设计题目31.2减速器设计步骤3第二部分 传动装置总体设计方案32.1传动方案32.2该方案的优缺点3第三部分 电动机选择43.1选择电动机的类型43.2确定传动装置的效率43.3选择电动机参数43.4确定电动机型号43.5确定传动装置的总传动比和分配传动比5第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数54.1电动机输出参数54.2高速轴的参数64.3低速轴的参数6第五部分 减速器齿轮传动设计计算75.1选精度等级、材料及齿数75.2按齿面接触疲劳强度设计75.3确定传动尺寸95.4校核齿根弯曲疲劳强度105.5计算齿轮传动其它几何尺寸105.6齿轮参数和几何

2、尺寸总结11第六部分 轴的设计116.1高速轴设计计算116.2低速轴设计计算17第七部分 滚动轴承寿命校核237.1高速轴上的轴承校核237.2低速轴上的轴承校核24第八部分 键联接设计计算258.1高速轴与联轴器键连接校核258.2低速轴与大齿轮键连接校核258.3低速轴与联轴器键连接校核25第九部分 联轴器的选择259.1高速轴上联轴器259.2低速轴上联轴器26第十部分 减速器的密封与润滑2610.1减速器的密封2610.2齿轮的润滑2710.3轴承的润滑27第十一部分 减速器附件2711.1油面指示器2711.2通气器2711.3放油孔及放油螺塞2711.4窥视孔和视孔盖2711.5

3、定位销2811.6启盖螺钉2811.7螺栓及螺钉28第十二部分 减速器箱体主要结构尺寸28第十三部分 设计小节29第十四部分 参考文献29第一部分 课程设计任务书1.1设计题目 设计一级直齿圆柱减速器，工作机所需功率Pw=4.5kW，转速nw=450r/min，每天工作小时数：16小时，工作寿命：8年，工作天数（每年）：300天，1.2减速器设计步骤 1.总体设计方案 2.选择电动机 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.减速器内部传动设计 6.传动轴的设计 7.滚动轴承校核 8.键联接设计 9.联轴器设计 10.润滑密封设计 11.箱体结构设计第二部分

4、 传动装置总体设计方案2.1传动方案 传动方案已给定，减速器为一级圆柱齿轮减速器。2.2该方案的优缺点 一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机第三部分 电动机选择3.1选择电动机的类型 按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。3.2确定传动装置的效率 查表得： 联轴器的效率：1=0.99 一对滚动轴承的效率：2=0.99 闭式圆柱齿轮的传动效率：3=0.98 工作机效率：w=0.97 传动装置总效率a=12233w=0.9043.3

5、选择电动机参数 工作机所需功率为Pw=4.5kW3.4确定电动机型号 电动机所需额定功率:Pd=Pwa=4.50.904=4.98kW 工作转速：nw=n=450rpm， 经查表按推荐的合理传动比范围，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为：3-5因此理论传动比范围为：3-5。可选择的电动机转速范围为nd=ianw=(3-5)450=1350-2250r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S-4的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。方案电动机型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载

6、转速（r/min）1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900电机尺寸中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG13247531521614012388010333.5确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=1440450=3.2（2）分配传动装置传动比 减速器传动比为i1=ia=3.2第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数4.1电动机输

7、出参数功率：P0=Pd=4.98kW转速：n0=nm=1440rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551064.981440=33027.08Nmm4.2高速轴的参数功率：P1=P01=4.980.99=4.93kW转速：n1=n0=1440rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551064.931440=32695.49Nmm4.3低速轴的参数功率：P2=P123=4.930.990.98=4.78kW转速：n2=n1i1=14403.2=450rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551064.78450=101442.22Nmm 运动和动力参数计算结果整理于下表

8、:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴4.9833027.08144010.99轴4.934.8832695.4932368.535114403.20.97轴4.784.73101442.22100427.797845010.96工作机轴4.54.469550094651.11450第五部分 减速器齿轮传动设计计算5.1选精度等级、材料及齿数（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS（2）选小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数Z2=Z1i=263.2=83。实际传动比i=3.192（3）压

9、力角=20。5.2按齿面接触疲劳强度设计（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtTdu+1uZHZEZH21）确定公式中的各参数值试选载荷系数KHt=1.3T=9550000Pn=95500004.931440=32695.49Nmm查表选取齿宽系数d=1由图查取区域系数ZH=2.46查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa重合度端面重合度为：=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2126+183cos0=1.72轴向重合度为：=0.318dz1tan=0查得重合度系数Z=0.872计算接触疲劳许用应力H由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=6

10、00Mpa，Hlim2=550Mpa计算应力循环次数NL1=60njLh=6014401163008=3.318109NL2=NL1u=3.3181093.2=1.037109由图查取接触疲劳系数：KHN1=0.934，KHN2=0.979取失效概率为1%，安全系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.9346001=560MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9795501=538MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=538MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtTdu+1uZHZEZH2=321.332695.4913.2+13.22.46189.80.

11、8725382=39.979mm（2）调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v=d1tn601000=39.9791440601000=3.013齿宽bb=dd1t=139.979=39.979mm2）计算实际载荷系数KH查表得使用系数KA=1查图得动载系数Kv=1.111齿轮的圆周力。Ft=2Td1=232695.4939.979=1635.633NKAFtb=11635.63339.979=41Nmm100Nmm查表得齿间载荷分配系数：KH=1.4查表得齿向载荷分布系数：KH=1.434 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.1111.41.434=2.23

12、3）按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=39.97932.231.3=47.858mm4）确定模数m=d1z1=47.85826=1.841mm，取m=2mm。5.3确定传动尺寸（1）计算中心距a=z1+z2m2=109mm，圆整为109mm （2）计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1m=262=52mmd2=z2m=832=166mm （3）计算齿宽b=dd1=52mm 取B1=60mm B2=55mm5.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=2KTbmd1YFaYSaYF1） K、T、m和d1同前齿宽b=b2=55齿形系数YFa和应力修正系数YSa：查表得：Y

13、Fa1=2.57，YFa2=2.212YSa1=1.595，YSa2=1.775查图得重合度系数Y=0.686查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.726，KFN2=0.792取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7265001.4=259.286MPaF2=KFN2Flim2S=0.7923801.4=214.971MPaF1=2KTbmd1YFa1YSa1Y=48.917MPaF1=259.286MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=46.854MP

14、aF2=214.971MPa故弯曲强度足够。5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 （1）计算齿顶高、齿根高和全齿高 ha=mhan*=2mm hf=mhan*+cn*=2.5mm h=ha+hf=m2han*+cn*=4.5mm （2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=56mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=170mm （3）计算小、大齿轮的齿根圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=47mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=161mm 注：han*=1.0，cn*=0.255.6齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何

15、尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn22法面压力角n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z2683齿顶高ha22齿根高hf2.52.5分度圆直径d52166齿顶圆直径da56170齿根圆直径df47161齿宽B6055中心距a109109第六部分 轴的设计6.1高速轴设计计算（1）已知运动学和动力学参数 转速n=1440r/min；功率P=4.93kW；轴所传递的转矩T=32695.49Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力 由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯

16、矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11234.931440=16.88mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0516.88=17.72mm查表可知标准轴孔直径为20mm故取dmin=20（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装联轴器，选用普通平键，A型，bh=66mm(GB/T 1096-2003)，长L=63mm；定位轴肩直径为25mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的直径和长度

17、。 外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm 轴承端盖厚度e=10mm 调整垫片厚度t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离=5mm各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=20mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=25mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=30mm，选取轴承型号为深沟球轴承6206 d4：考虑轴承安装的要求，查得6206轴承安装要求da=36mm，根据轴承安装尺寸选择d4=36mm。 d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿

18、轮轴结构。 d6：轴肩，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=36mm。 d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=30mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=64mm。 L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=16mm。 L4：根据轴承端面到箱体内壁以及齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L4=15mm。 L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=60mm。 L6：根据轴承端面到箱体内壁以及齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L6=15mm。 L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=16mm。轴段1234567直径

19、(mm)20253036563630长度(mm)80641615601516（5）轴的受力分析a.画高速轴的受力图如图所示为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）Ft1=2T1d1=232695.4952=1258N齿轮1所受的径向力Fr1=Ft1tan=1258tan20=458N第一段轴中点到轴承中点距离La=112mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=53mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=53mmc.计算作用在轴上的支座反力水平面内 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化

20、为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关在水平面内轴承A处水平支承力：RAH=Fr1LbLb+Lc=4585353+53= 229N轴承B处水平支承力：RBH=Fr1-RAH=458-229=229N在垂直面内轴承A处垂直支承力：RAV=Ft1LbLb+Lc=12585353+53= 629N轴承B处垂直支承力：RBV=Ft1LcLb+Lc=12585353+53= 629N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2292+6292=669.39N轴承B的总支承反力

21、为：RB=RBH2+RBV2=2292+6292=669.39Nd.绘制水平面弯矩图截面A在水平面上弯矩：MAH=0Nmm截面B在水平面上弯矩：MBH=0Nmm截面C在水平面上的弯矩：MCH=RAHLc=22953=12137Nmm截面D在水平面上的弯矩：MDH=0Nmme.在垂直平面上：截面A在垂直面上弯矩：MAV=0Nmm截面B在垂直面上弯矩：MBV=0Nmm截面C在垂直面上的弯矩：MCV=RAVLc=62953=33337Nmm截面D在垂直面上弯矩：MDV=0Nmm合成弯矩，有：截面A处合成弯矩：MA=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C处合成弯矩：MC=MCH2+MCV2=1

22、21372+333372=35478Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩和扭矩图T1=32695.49Nmm截面A处当量弯矩：MVA=0Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB2+T2=02+0.632695.492=19617Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=354782+0.632695.492=40540Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD2+T2=02+0.632695.492=19617Nmme.画弯矩图 弯矩图如图所示：f.按弯扭合成强度校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=4578.12mm3抗扭截面系数为WT=d316=9156.24mm3最大弯曲应力为=MW

23、=8.86MPa剪切应力为=TWT=3.57MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=9.84MPa查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。6.2低速轴设计计算（1）已知运动学和动力学参数转速n=450r/min；功率P=4.78kW；轴所传递的转矩T=101442.22Nmm（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45（调质），齿面硬度217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩

24、较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11234.78450=24.62mm由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0724.62=26.34mm查表可知标准轴孔直径为28mm故取dmin=28（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=108mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴

25、段的长度和直径。各轴段直径的确定 d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=28mm。 d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=33mm d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207 d4：齿轮处轴段，选取直径d4=38mm。 d5：轴肩，故选取d5=44mm。 d6：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=35mm。各轴段长度的确定 L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=60mm。 L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等

26、确定，取L2=63mm。 L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L3=36.5mm。 L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=53mm。 L5：过渡轴段，选取L5=17.5mm。 L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=17mm。轴段123456直径(mm)283335384435长度(mm)606336.55317.517（5）弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力齿轮2所受的圆周力（d2为齿轮2的分度圆直径）Ft2=2T2d2=2101442.22166=1222N齿轮2

27、所受的径向力Fr2=Ft2tan=1222tan20=445Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=52mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=55mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=55mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLaLa+Lb=4455252+55= 216NRBH=Fr-RAH=445-216=229N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=12225252+55= 594NRBV=FtLbLa+Lb=12225552+55= 628N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=2162+59

28、42=632.05N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=2292+6282=668.45Ne.画弯矩图 弯矩图如图所示：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=22952=11908Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm在垂直面上，大齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCV=RAVLa=59452=30888Nmm在垂直面上，轴截面D处所受弯矩：MDV=0Nmm

29、截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm合成弯矩，大齿轮所在截面C处合成弯矩为MC=MCH2+MCV2=119082+308882=33104Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmm转矩为：T=101442.22Nmm截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6101442.222=60865Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C处当量弯矩：MVC=MC2+T2=331042+0.6101442.222=69285Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6101442.222=60865Nmmh.校核轴的强

30、度因大齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=5384.32mm3抗扭截面系数为WT=d316=10768.63mm3最大弯曲应力为=MW=12.87MPa剪切应力为=TWT=9.42MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为ca=2+42=17.13MPa查表得调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，则轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，e38400h由此可知该轴承的工作寿命足够。7.2低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)6

31、20735721725.5根据前面的计算，选用6207深沟球轴承，内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm由于不存在轴向载荷轴承基本额定动载荷Cr=25.5kN，轴承采用正装。要求寿命为Lh=38400h。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=2162+5942=632.05NFr2=RBH2+RBV2=2292+6282=668.45N查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=1632.05+00=632.05NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=1668.45+00=

32、668.45N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr3=2056127h38400h由此可知该轴承的工作寿命足够。第八部分 键联接设计计算8.1高速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=6mm6mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。键的工作长度 l=L-b=57mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=19MPap=120MPa8.2低速轴与大齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=

33、30mm 大齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=44MPap=120MPa8.3低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。键的工作长度 l=L-b=37mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=56MPap=120MPa第九部分 联轴器的选择9.1高速轴上联轴器（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=42.5Nmm 选择联轴器的型号（2）选择联轴器的型号 轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端孔直径d=20mm，轴孔长度L1=82mm。 Tc=42.5NmTn=1250Nm n=1440r/minn=4700r/min9.2低速轴上联轴器（1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩Tc=KT=13