机械设计一级直齿圆柱齿轮减速器设计

1、学化院：机械工程学院专业：机械设计制造及其自动姓名：学号：年 级：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土$%。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

2、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日带式输送机传动装置的设计摘 要:齿轮传动是使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鸠上，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2

3、00m/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

4、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、润滑和密圭寸 16十一、设计小结16计算过程及计算说明一、传动方案拟疋(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±5%。(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、电动机选择1、 电动机类型的选择：丫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：2n总=n带x n轴承x n齿轮x n联轴器x n滚筒2=0.94 x

5、0.9 9 x 0.98X 0.99X 0.9 7=0.87(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/ (1000 n 总)=3000x 1.0/ (1000x 0.8 7)n 总=0.87P 工作=3.45KWn滚筒=76.3r/mi n电动机型号Y112M-4i 总=18.85据手册得i齿轮=6.29i带=3n 电机=1440r/mi n m=480r/min nn =76.3r/min P=3.243KWPii =3.146KWTd=22.88N.mTi=64.52N.m Tii =393.77N.m 带速V=6.68 m/s ddi=90mm dd2=280mm Ld=1600mm 取 a

6、°=500Z=4(F 0) min=121.32N(Fp) min=953.21Ni 齿=6.29 乙=24Z2=151T1=137041N-m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X宽X高/mmY112M-44144028j660400X 245 X 265Y132M1-6496038k680515X 280 X 3154、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 Y132M1-6 因电动机转速低，传动装置

7、尺寸较大，价格较高。电动机 丫112M-4适中。 故选择电动机型号丫112M-4ma HlimZ1 =600Mpa a HlimZ2 =550Mpa8Ni=5.53 X 108N=0.88 X 10 Khn=0.93 Khn2=0.98 (T h 1=558Mpa (T h 2=539Mpa dd1=53.194mm m =2.216mm YFa1=2.65 Ysa1=1.58 YFa2=2.14 Ysa2=1.83 m> 1.648mm d1=54mm d2=340mm a=197mm B2=54mm B=59mmFtii =1158.15N Fm =421.78N Fti=1194.

8、81N Fri =435.15N dminii =38.69mm dminI=21.17m3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=60X 1000X 1.0/ ( n X 250) =76.3r/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 lc=37。取V带传动比lv=24,贝U总传动比理时范围为I总=62&故电 动机转速的可选范围为nd=l总Xn筒nd= (628)X 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

9、下表o其主要性能：额定功率：4KV，满载转速1440r/min , 、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) Ti总=i齿轮x 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、计算各轴转速(r/min )n 电机=1440r/minni= n 电机/i 带=1440/3=480(r/min)m =ni /i 齿轮=417.39/6.29=76.3(r/min)2、计算各轴的功率(KWPi=PdX n

10、 带=3.45 x0.9 4=3.243KWPii =P x n 轴承x n 齿轮x n 联轴器=3.243 x0.9 9x0.9 8x0.9 9=3.146KW3、计算各轴扭矩(Nmr)Td=9550 x Pd / n 电机=9550 x 3.45/1440=22.88N.mTi = 9550 xPi/ n i =9550 x 3.243/480=64.52 N mTii = 9550 xPii/ n ii =9550x 3.146/76.3=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=1.1Pca=KPd=1.1 x 3.45=3.795KW2.

11、 选择V带的带型根据Pea、n电机由课本图13-15得：选用A型深沟球轴承210 ,其尺寸 dx Dx B=50mmx 90mnx 20mm (T ca1=13.00MPa 轴承预计寿命 19200hf p=1.5 Pi=326.37N Lh1=1.14 x 107h3. 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ddi由课本表13-3和表13-4，取小带轮的 基准直径ddi=90mm2) 验算带速V。按课本式(8-13)验算带的速度v= n dd1n 电几/ ( 60 X 1000)=n X 90X 1440/ (60X 1000) =6.68m/s在5-30m/s范围内

12、，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d d1(1- £ )=3 X 90X( 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a°=500mm2) 由课本式(8-22 )计算带所需的基准长度2Ldo2ao+n (d d1+dd2)/2+(d d2-d d1) / (4ao)=2X 500+3.14 X (90+280) /2+ (280-90) 2/ (4X 500)1598.95mm 由课本表8-2选带的基准长度L

13、d=1600mm按课本式(8-23)实际中心距a。aao+ (Ld-Ldo) /2=500+ (1600-1598.95 ) /2=501mm5. 验算小带轮上的包角a 1 a 1=1800- (dd2-dd1)X 57.3 0/a =1800- (280-90 )X 57.3 0/501 =158.30>900 (适用)6. 确定带的根数z1) 计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mr和n电机=1440r/min根据课本表8-4a得F0=1.064KW根据n电机=1440r/min , i带=3和A型带，查课本表(8-4b)得P°=0.17KW 根据课本表8-5得Ki=

14、0.925根据课本表8-2得K=0.99，于是Pr= (P0+AP0)XKaXKL= (1.064+0.17 ) X 0.945 X 0.99=1.154kw2) 计算V带的根数z。z=PcPr=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(F°)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- K a) FCa /Knv +qV2=500 X( 2.5-0.945 ) X 3.795/ (0.945 X 4X 6.68 ) +0.1 X 6.68 2N =121.32N应使带的实际初拉力F

15、°>(F°)min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp) min=2Z ( F0) min Sin ( a 1/2 )=2X 4X 121.32 X sin (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=4V带额定功率 R=1.154KW带速：v=6.68m/s基准直径：ddi=90mm dd2=280mm2、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(GB10095-88 )。2) 材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮材料为40C

16、r (调制)，硬 度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS3) 选小齿轮齿数 z 1=24,大齿轮齿数Z2=24X 6.29=150.96，取151。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)221/3d1 >2.32(K(u+1)Ze/ © du c h)(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数K=1.32) 计算小齿轮传递的转矩=9.55 X 105x R/m=95.5 X 105x 3.243/480=64520 N mm3) 由课本表10-7选取齿款系数© d=14) 由课本表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.

17、8MPa/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 c Hlim 1 =600MPa打齿轮的接触疲劳强度极限 c Hlim 2=550MP©6) 由课本式10-13计算应力循环次数N.N=60njL h=60X 480X 1 x( 8X 300X 8)=5.53 X 1088Q2=N1/i 齿=5.53 X 10/6.29=0.88 X 107 )由图课本10-19取接触疲劳寿命系数 Khn=0.93 K hn2=0.988)计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1.0c h 1= Khn1 c Hiim1/S=0.93 X 600/1.0Mpa

18、=558Mpac h 2= KhN2 c Hlim2/S = 0.98 X 550/1.0Mpa=539Mpa计算1) 试算小齿轮分度圆直径dd1,代入c h较小的值221/3dd1>2.32(Kt(u+1)ZE/ © du c H )=2.32 X 1.3 X 6.452 X 104X( 6.29+1 )X 189.8 7(6.29 X 5392) 1/3=53.194mm2) 计算圆周速度v。v=n dd1 ni/ (60X 1000) =3.14 X 53.194 X 480/ (60X 1000) =1.34m/s因为V<6 m/s,故取8级精度合适。3) 计算齿

19、宽bob=© dd1t=1 X 53.194mm=53.194mm4）计算齿宽和齿高之比b/h。模数：m =dit/Zi=53.194/24=2.216mm齿高：h=2.25mt =2.25 X 2.216=4.99mmb/h=53.194/4.99=10.665）计算载荷系数。根据v=1.34m/s ,8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数K=1.06 ; 直齿轮，Kh=K=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布置时，心=1.316由b/h=10.67 ,屉=1.316查课本表10-13得 艰=1.28 :故载荷系数 K

20、=KAX KvX KnaX Kfb =1X 1.06 X 1X 1.316=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）1/31/3d1= d1t（K/Kt）=53.194 X （1.408/1.3）=54.628mm7）计算模数 m m=d/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m > 2KT1YFaYsa/（ © dZ12 f） 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（T FE=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限T FE2=3

21、80MPa2） 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数 Kfn=0.92 Kfnl0.983）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t f 1= Kfn1 t fei/S=0.92 X 500/1.4=328.57MPat f 2= Kfn2 t fe/S=0.98 X 380/1.4=266MPa4）计算载荷系数KK=K aX KvX KFaX Kfb =1X 1.06 X 1X 1.28=1.36585）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

22、=1.837）计算大、小齿轮的 Wa Ysa/ T f¥a1 Ysa1/ T f 1=2.65 X 1.58/328.57=0.01274Wa2 Ysa讥 T f 2=2.226 X 1.83/266=0.01472大齿轮的数值大。8）设计计算m > 2 X 1.3568 X 64520X 0.01472 /（1 X 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，仅和齿轮直径（即模数和齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数1.64

23、8并就近圆整为标准值m=2mm 按接触强度的的分度圆直径d1=53.194mm算出小齿轮的齿数Z1 =di/m=53.194/2=27mm大齿轮的齿数 Z2=6.29 X 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. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 d 1= z im=27X 2=54mmd2= z 2m=17X 2=340mm(2) 计算中心距 a= (di+ d2)/2= (54+340) /2=197mm(3) 计算齿轮宽度 b= © d d i=1 X 54=54mn取 B2=54mm, B=59mm

24、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：di=54mm大齿轮分度圆：d2=340mm 中心距a=197mm 小齿轮齿宽：B=59mm 大齿轮齿宽：B=54mm 模数m=2六、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 =3.146kwnii =76.3r/minTii =393770N mmP =3.243 kwn I =480 r/mi n Ti =64520 N - mm2、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=340mmFtii =2Ti/d 2=2X 393770/340=1158.15NFm

25、= Ftiitan20 ° =1158.15 X 0.3642=421.78N因已知高速小齿轮的分度圆直径为 di=54mmFti =2T /d 1=2 X 64520 /54=1194.81NFri =Fti tan20 ° =1194.81 X 0.3642=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A=112，于是得dminII = A。( H/ n II ) 1/3=112X( 3.146/76.3 ) 1/3=38.69mm dminI = A。(Pi/ n i) 1/3

26、=112X(3.243/480 ) 1/3=21.17mm4、低速轴联轴器的选择为了使所选低速轴的最小直径和联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩Tca=KTii,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取 Ka=1.3，贝UTca= KaTii =1.3 X 393770=511901N- mm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半联轴器和轴配合的毂孔长度 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

27、，调质处理。查课本表15-1可知：(T B=640Mpa,c s=355Mpa,许用弯曲应力g=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di和联轴器相配；轴段2要考虑联轴器的定位 和安装密封圈的需要，故 D2=45m m，轴三安装轴承，故 D3=50m m；轴 段4用于安

28、装齿轮，为便于齿轮装拆和齿轮配合处轴径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应和段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dX DX B=50mm 90mrX 20mm轴承宽度 B=20,最 小安装尺寸D=57,故轴环直径取ds=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

29、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为保证联轴器不和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L仁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)=114mmB.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

30、钢，调质处理。查课本表15-1可知：(T B=640Mpa,c s=355Mpa,许用弯曲应力c=60Mpa因为dmini =21.17mm考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm2.高速轴的结构设计下图为高速轴的简图:Od JL L2 1<L3 、卜L4LL5J(1) 确定轴上零件的位置和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D仁d=22mm轴段2要考

31、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 D3>D2且和轴承内径标准系列相符，取 D3=35m(其中选择轴承型号为 6207,其尺寸为：dx DXT=35mrH 72mrK 17mm 安装尺寸为 42mr) 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，应和段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

32、轴承盖螺钉的装 拆空间，取L2=50mm根据安装的带轮的需要，取 L仁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=Fi /2=435.15/2=217.58NFaz=Fbz=F /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MCi=FAy

33、L A =217.58 X 63=13707.54N-mm截面C在水平面上弯矩为：MC2=Faz Lb =597.41 X 63=37636.83N mm(4)绘制合弯矩图(如图d)M=(MC2+M22) 1/2= ( 13707.542+37636.832)1/2=40055.31N mm绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55X( R/njX 106= Ti =64520 N- mm(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a =0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=M2+( a T)21/2=40055.31 2+(0.6 X 64520)2 1/2=55705

34、.00N mm(7) 校核危险截面C的强度(Tcai=Mf+( a T)2 1/2/W = 55705.00/0.1d=53028.17/0.1 X 353=13.00MPa<(T d=60MPa(按前已选定轴的材料为 45钢，调制处理，由 课本表 15-1 查得(T -1=60MPci)该轴强度足够。(k)MeiHie匸卜岸)-rrrTnTI 11111U111 HI七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命8X 300X 8=19200小时1、计算高速轴承(1) 已知 m=480r/min(2) 计算当量载荷R、P2(3) 选择轴承型号为6207根据课本P321表(13-6 )取f p=1.5根据课本P320 (13-9)式得R=fpxFr1=fpX Fay=1.5 X (1 X 217.58)=326.37N(3)轴承寿命计算 深沟球轴承& =3Lh=106(f tCr/P厂 /60n 根据手册得6207型的Cr=25500NLh1=106(f tCr/ P I) 3/60n=10