一级直齿输入V带输出链轮P=6200n=8010X2

1、河南科技大学机械设计说明书题目：一级直齿圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化学生姓名：赵乐学号：120551320022036指导教师：杨巍二零一三年六月十八日目录第一部分 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V带的设计8第七部分 链传动的设计8第八部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计17第九部分 键 连接的选 择及校核计算20第十部分 减速器及其附件的设计22第十一部分润滑与密封24设计小结25参考文献25第一部分课程设计任务书、设计课题：设计一用于带式运输机上的一级直圆柱齿

2、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 0.96（ 包括其支承轴承效率的损失）, 减速器小批量生产 , 使用期限 10年（300 天/ 年）,2 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. 设计链传动和链轮7. 齿轮的设计8.

3、滚动轴承和传动轴的设计9. 键联接设计10. 箱体结构设计11. 润滑密封设计12. 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：齿轮相对于轴承对称分布，要求轴的刚度不大。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，链传动和链轮设置在低速级。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才¥ V带传动和链传动的一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率a：“行“户 少 木5=0.96X 0.992 X 0.97X 0.95X 0.96=0.83。1为V带的效

4、率,22为轴承的效率,“3为齿轮啮合传动的效率,。4为链传动的效 率，%为滚筒的效率(包括滚筒和对应轴承的效率)。第三部分电动机的选择1电动机的选择 已知条件为：P =6.2KW n = 80 r/min 电动机所需工作功率为：pw 6.2Pd= = = 7.47 KW l 7 a 0.83执行机构的曲柄转速为：n = 80 r/min经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i°=24, 一级圆柱直齿 轮减速器传动比i1=36,链传动白传动比i2=25,则总传动比合理范围为 ia=12120,电动机转速的可选范围为 nd = iaX n = (12X 120)X80 = 960

5、9600r/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 Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率为 7.5KW, 满载转速nm=2900r/min ,同步转速3000r/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=2900/80=36.2(2)分配传动装置传动比：ia=ioX i X i2式中io,ii,i2分别为带传动、减速器和链传动的传动比。为使 V带传动和链传 动的外廓尺寸不致过大，初步取io=2, i2=4,则减速器传动比为：i=ia/(

6、i0Xi2)=36.2/(2X4)=4.5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/io = 2900/2 = 1450 r/minnii = ni/i = 1450/4.5 = 322.2 r/minniii = nii/i2 = 322.2/4 = 80.5 r/min(2)各轴输入功率：Pi = PdX " i= 7.47X0.96 = 7.17 KWPii = Pi x ”0=7.17X 0.99X0.97 = 6.89 KWPiii = Pii x 112TM = 6.89X 0.99X 0.95 = 6.48 KW则各轴的输出功率：Pi = Pi

7、 X 0.99 = 7.1 KWPii = Pii X 0.99 = 6.82 KWPiii = Piii X 0.99 = 6.42 KW(3)各轴输入转矩:Ti = TdXi0X电动机轴的输出转矩：pd7.47Td = 9550X = 9550= 24.6 Nm2900 n m所以：Ti = TdXioXn1 = 24.6X 2 乂 0.96 = 47.2 NmTii = TiX i X ”3= 47.2X4.5X 0.99X 0.97 = 204 NmTiii = Tii X i2X= 204X4X0.99X 0.95 = 767.4 Nm输出转矩为： ' 一一 Ti = TiX

8、0.99 = 46.7 Nm1 _ _ _ Tii = Tii X 0.99 = 202 Nm 1 一_ Tiii = Tiii X 0.99 = 759.7 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 = 1.1 X 7.47 = 8.22 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 = 100 mm,则:d2 = ni x di x (1-3/n2 = i 0 x di x (1- s)=2X100X(1-0.02) = 196 mm由手册选取d2 = 200 mm。带速验算：V = nmX

9、d1X 兀/(60X 1000)=2900X 100X 兀 /(60X 1000) = 15.18 m/s介于525m/s范围内，故合适。3确定带长和中心距a0.7 x (d1+d2)< a0<2x (d1+d2)0.7 x (100+200)& a0< 2X(100+200)210< a0< 600初定中心距a0 = 405 mm,则带长为：L0 = 2aj+ 兀 x (d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4 乂 a。)2=2X405+ 兀 X (100+200)/2+(200-100) /(4 X 405)=1287 mm由表9-3选用Ld = 12

10、50 mm,确定实际中心距为：a = c0+(Ld-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4验算小带轮上的包角口工1 = 1800-(d2-d1)X57.30/a=1800-(200-100) X 57.30/386.5=165.20>12005确定带的根数：Z = Pc/(P0+ ：P0)X KlX K：=8小(2.陌 0.网，0%，0,电=3.S2故要取Z = 4根A型V带。6计算轴上的压力：由初拉力公式有：2Fo = 500X PcX(2.5/K0-1)/(Z X V)+q X V=500X8.22X (2.5/0.96-1)/(4X 15.18)

11、+0.10X 15.182 = 131.6 N作用在轴上的压力：Fq = 2XZXFoXsin(o(1/2)=2X4X131.6X sin(165.2/2) = 1043.9 N第六部分链传动和链轮的设计1选择链轮齿数Z1, Z2假设链速v=0.63m/s,查表7.6得zi>17,故选取：zi=25;大链轮齿数:Z2=i2X zi = 4X25 = 100,取 Z2 = 1002确定计算功率Pca查表7-7得Ka = 1,则：Pca = KaXPii'= 1X6.82 = 6.82、 ,3确定链节数Lp初选中心距a0 = 40p,则链节数为:L '= 2a0+z1+z2+

12、=146.1 取：Lp = 1462X40p 25+100-100-25、p =-+4确定链节距p由式（7-15）,链传动的功率为:PcaP0>kzklkp由图7-11 ,按小链轮转速估计，链工作在功率曲线的左侧，查表 7-8得:Kz =z1 1.08191.08= 1.34Kl =Lp 0.26 100026= 1.34选取单排链，查表7-9, Kp = 1P0 A 1.34祟4X 1 = 3.8 KW由Po=3.8KW和小链轮的转速n2=322.2r/min查图7-11选取链号为10A,再由表7-1查得链节距p = 15.875 mm。由点（m, Po）在功率曲线的左侧，与所选系数K

13、z、Kl 一致。5确定中心距15.875 146-L p-r , z2+z1 Lp- 2z2+z1 2 z2-z1 22-8100+25 2100-25 2146-户匕丁心100+25 +2/,=634.45 mm中心距减少量Aa = (0.0010.002)a = (0.0020.004A 634.45 = 1.272.54 mm实际中心距a = a-A a = 634.45-(1.272.54) = 633.18631.91 mm取 a = 633 mm 6验算链速Vzlnlpv =60X100025X322.2X 15.875 =2 1 m/s60X1000m7计算作用于轴上的压轴力10

14、00P1000X6.822.1=3248 NFp y 1.2Fe = 1.2X 3248 = 3898 N第七部分齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算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，小 齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。材料：高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS高速 级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBs取小齿齿数：Zi = 20, 则：Z2 = i12XZ1 = 4.5X20 = 90 取：Z2 = 902初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：d1t确定各参数的值:1)试选 Kt =

15、 1.22) T i = 47.2 Nm3) 选取齿宽系数%=14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze = 189.8/MPa5) 由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.56) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：。Hiim1 = 610 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：二Hlim2 = 560 MPa。7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X 1450X 1X 10X 300 X 2X8 = 4.18X109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.18X 109/4.5 = 9.28X 1088) 由图8-19查得接触疲劳寿

16、命系数:Khn1 = 0.85,Khn2 = 0.899) 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1,得:二h1 =HN1 1Hlim1= 0.85X 610 = 518.5 MPaS二h2 =HN2 Hlim2 = 0.89X 560 = 498.4 MPaS许用接触应力:H=(二 h1+0 h2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3设计计算：小齿轮的分度圆直径：d1t:d1t32KtT1 u±1x u1ZHZE 2X -H-E 2l(yHJ2X 1.2X 47.2X 10004.5+1、，5X 189.8%24.5=49.4 mm4修

17、正计算结果:d1t mn =一Z149.4"20 = 2.47 mm1)确定模数:取为标准值:3 mm。2)中心距:Z1+Z2 mn2(20+90) 3=165 mm3)计算齿轮参数:di = Zimn = 20x 3 = 60 mm d2 = Z2mn = 90 x 3 = 270 mm小 dx di = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm。冗1门1v =v 60X10004)计算圆周速度v:3.14X60X 145060X 1000= 4.55 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为9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

18、系数：Khq = 1.1, Kfs = 1.1;齿轮宽高比为:bb60=8 89h* *、 i (2 X 1+0.25)X 38.89(2ha+c*)mn求得：Kh -： = 1.09+0.26 d2+0.33X 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33X10-3X60 = 1.37,由图 8-12 查得：KfP = 1.342) K = KaKvKf.Kf1 = 1 X 1.1 X 1.1 X 1.34 = 1.623) 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 = 2.21应力校正系数：YSa1 = 1.56 YSa2 =

19、 1.84) 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：二 Flim1 =245 MPa二 Flim2 =220 MPa5) 同例8-2 :小齿轮应力循环次数：Ni = 4.18X 109大齿轮应力循环次数：N2 = 9.28X 1086) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfni = 0.81 Kfn2 = 0.857) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3,由式8-15得：汨1 =KFN1 "Flim1S0.81X2451.3=152.7KFN2 "Flim2 田” S0.85X 2201.3=143.8YFa1YSa1(yF1_ 2.75X 1.5

20、6=-152.7=0.02809小齿轮数值大选用。YFa2YSa2 2.2IXI.8=I43.8= 0.02766(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=2.21 mm2.2K3所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径:di = 60 mmd2 = 270 mmb =中dX di = 60 mmb圆整为整数为：b = 60 mm圆整的大小齿轮宽度为：bi = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = I65 mm,模数：m = 3 mm第八部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计 1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti：Pi = 7.I7 KW ni = I45

21、0 r/min Ti = 47.2 Nm2求作用在齿轮上的力：已知小齿轮的分度圆直径为：di = 60 mm贝亚2T12X47.2X 1000Ft =60 = 1573.3 Nd1Fr = Ft x tana = 1573.3X tan200 = 572.6 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Ao = 112,得:dmin = Ao X3P1 = 112X ;n17.171450 = 19.1 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：di2 = 20 mm。带

22、轮的宽度：B = (Z-1)Xe+2X f = (4-1) x 18+2X8 = 70 mm,为保证大带轮定位可靠取：I12 = 68 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20,取：I23 = 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 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6206型深沟球轴承，其尺寸为：dXDXT = 30X62X16 mm,轴承右端采用挡油环定位，由

23、轴承样本查得：6206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm,故取：d45 = d67 = 36 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：di02d56 ,所以小齿轮应 该和输入轴制成一体，所以：156 = 65 mm；则：134 = T+s+a-145 = 16+8+11-5 = 30 mm178 = T+s+a-167 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm带轮中点距左支点距离 L1 = （70/2+35+16/2）mm = 78 mm

24、齿宽中点距左支点距离 L2 = （65/2+30+5-16/2）mm = 59.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （65/2+5+32-16/2）mm = 61.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:FtL31573.3X 61.5Fnhi = L2+L3 = 59.5+61.5= 799.7 NFtL21573.3X 59.5Fnh2 = L2+L3 = 59.5+61.5= 773.6 N垂直面支反力(见图d):Fnvi =FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L3_ 572.6X 61.5-1043.9X (78+59.5+61.5)=59.5+61.5-1425.

25、8 NFnV2 =FrL2+FQL1L2+L3572.6X59.5+1043.9X 7859.5+61.5=954.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = Fnhi L2 = 799.7X 59.5 Nmm = 47582 Nmm截面A处的垂直弯矩:M vo = FqLi = 1043.9X 78 Nmm = 81424 Nmm截面C处的垂直弯矩：Mvi = Fnvi L2 = -1425.8X 59.5 Nmm = -84835 NmmMv2 = FNV2L3 = 954.5X 61.5 Nmm = 58702 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）

26、0 截面C处的合成弯矩:=97268 Nmm=75564 NmmM1 = MH+M2V122M2 =Mh+MV2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：_ Mca _ UM1+（，T1）2 _ 1972682+（0.6X47.2X 10际=a =而=W =0.1X603MPa=4.7 MPa< 二/=60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W寸，忽略单键槽的影响

27、）。轴的弯扭受力图如下:1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 6.89 KW n2 = 322.2 r/min T2 = 204 Nm2求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d2 = 270 mm2T2d22X204X 1000270=1511.1 N° = 55ONdmin = Ao X=112X6.89=31.1 mmFr = Ft xtanaT= 1511,1 TOV303初步确定轴的最小直径：先初步估算轴的最小直彳50选取轴的材料为 45钢（调质），根据机械设计（第八版）»表15-3,取：Ao = 112,得：n2显然，输入轴的最小直径是安装小链

28、轮处的轴径&2,由于键槽将轴径增大4%故选取：d12 = 32 mm,取：1i2 = 40 mm。小链轮轮右端用轴肩定位，故取II-III 段轴直径为：d23 = 37 mm。小链轮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 、VI-VII上安装轴承,其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 40 mm；因轴只受径载荷作用，查轴 承样本选用：6208型深沟球子轴承,其尺寸为：dXDXT = 40mmx 80mmx 18mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm,取端盖的外端

29、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 = 48 mm,所以：d45 = 48 mm,为使齿轮定位可靠取：145 = 58 mm,齿轮右端采用轴肩定位， 轴肩高度：h > 0.07d = 0.07X 48 = 3.36 mm,轴肩宽度：b > 1.4h = 1.4X 3.36 = 0 mm,所以：d56 = 55 mm, 156 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位， 则：134 = T+s+a+2.5+2 = 18+8+11+2.5+2 = 41.5 mm167 = 2+T+

30、s+a+2.5-156 = 2+18+8+11+2.5-6=35.5 mm5轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据6208深沟球轴承查手册得T = 18 mm带轮中点距左支点距离 L1 = （40/2+35+18/2）mm = 64 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （60/2-2+41.5-18/2）mm = 60.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （60/2+6+35.5-18/2）mm = 62.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:=767.8 N=743.3 N_ FtL3 _ 1511.1X62.5Fnhi = L2+L3 = 60.5+62.

31、5_ FtL2 _ 1511.1X60.5Fnh2 = L2+L3 = 60.5+62.5垂直面支反力（见图d）:Fnvi =FrL3-Fe(L1+L2+L3)L2+L3_ 550X 62.5-3248X (64+60.5+62.5)=60.5+62.5=-4658.5 NFNV2 =FrL2+FeL1L2+L3550X60.5+3248X 6460.5+62.5=1960.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = Fnhi L2 = 767.8X 60.5 Nmm = 46452 Nmm截面A处的垂直弯矩：Mvo = FeLi = 3248 X 64 Nmm = 20

32、7872 Nmm截面C处的垂直弯矩：Mvi = Fnvi L2 = -4658.5X 60.5 Nmm = -281839 NmmMv2 = Fnv2L3 = 1960.5X 62.5 Nmm = 122531 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）0截面C处的合成弯矩：Mi =M2+M2% = 285641 Nmm, H V1M2 =M2+M2O = 131041 Nmmr H V2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

33、强度校核。根据公式(14-4),取2=0.6,则有:Mca 32+(k1)2'-ca = W = W1 2856412+(0.6X 204X 1000)20.1X483MPa=28.1 MPa& r,j = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W寸，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下:第九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：bxhxi = 6mmx6mmx63mm,接触长度：l =63-6 = 57 mm,则键联接所能传递的转矩为： )T = 0.25hldoF = 0.25 X6X57X20X

34、120/1000 = 205.2 NmT>Ti,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：bxhxi = 14mmx9mmx50mm,接触长度：l =50-14 = 36 mm,则键联接所能传递的转矩为： )T = 0.25hldoF = 0.25X9X36X48X 120/1000 = 466.6 NmT>T2,故键满足强度要求。(2) 校核小链轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bxhxi = 10mmx8mmx36mm,接触长度：l =36-10 = 26 mm,则键联接所能传递的转矩为： )T = 0.25hld际=0.25

35、X8X26X32X 120/1000 = 199.7 NmT>T2,故键满足强度要求。第十部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命:Lh = 10X2X8X300 = 48000 h输入轴的轴承设计计算：初步计算当量动载荷P：因该轴承只受径向力，所以：P = Fr = 572.6 NC*：求轴承应有的基本额定载荷值=572.6X 360X1450X 480001069221 N查课本表11-5,选择：6206轴承，Cr = 19.5 KN,由课本式11-3 有:10660X1450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W

36、6 C3Lh =P60nl19.5 X 1000 55,572.6 T = 4.54X 10>LhP = Fr = 550 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:=550 X60X322.2106X 480005365 N(3) 选择轴承型号:查课本表11-5,选择：6208轴承，Cr = 29.5 KN,由课本式11-3有:106 C3P60nl=7.98X 106>Lh10629.5 X 1000 360X3222 C550所以轴承预期寿命足够。第十一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=0.025a+3 &g