一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书资料

1、机械设计基础课程设计说明书题 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 2525参考文献第一部分 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 ,

2、 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 5 年（250 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. 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

3、滑密封设计11.联轴器设计传动装置总体设计方案第二部分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a：a=0.96X 0.982 X 0.97X 0.99X 0.96=0.851为V带的效率，2为轴承的效率，3为齿轮啮合传动的效率，4为联轴器的效率，5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

4、的选择1电动机的选择皮带速度V：v=1.35m/s工作机的功率pw：FX V 1560 X 1.353= 1000 = 1000 = 2.11 KW电动机所需工作功率为：pw2.11pd= - = 2.48 KWn a 0.85执行机构的曲柄转速为：60 X 1000V60X 1000X 1.35n = nX D = nX 250= 1032 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=24, 一级圆柱直齿 轮减速器传动比i2=36，贝U总传动比合理范围为ia=624,电动机转速的可选范 围为nd = iaX n = (6X 24)X 103.2 = 619.22476.8r

5、/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Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为 3KW,满载转速nm=1430r/min，同步转速1500r/min2 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=1430/103.2=13.9( 2)分配传动装置传动比 :ia=iox i式中io,ii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io=3.5，则减速器传动比为：i=i a/i0=i3.9/3.5=4第四部分 计算传动装置的

6、运动和动力参数(1)各轴转速：nI = nm/i0 = i430/3.5 = 408.6 r/minnII = nI/i = 408.6/4 = 102.2 r/minnIII = nII = 102.2 r/min( 2) 各轴输入功率 ：PI = Pdx = 2.48x0.96 = 2.38 KWPIII = PII xPII = PIx= 2.38x0.98x0.97 = 2.26 KW= 2.26x 0.98x0.99 = 2.19 KW则各轴的输出功率:(3)各轴输入转矩：电动机轴的输出转矩Pi' = Pi X 0.98 = 2.33 KWPii' = Pii X 0

7、.98 = 2.21 KWPii' = Piii X 0.98 = 2.15 KWTi = TdX ioXTd= 9550X 出2.48=9550 X 143016.6 Nm所以:Ti = TdX i0X= 16.6X 3.5X 0.96 = 55.8 NmTii = Tix i X= 55.8X 4X 0.98X 0.97 = 212.2 NmTiii = Tii X= 212.2X 0.98X 0.99 = 205.9 Nm输出转矩为：Ti = TiX 0.98 = 54.7 NmTii = Tii X 0.98 = 208 NmTiii' = Tiii X 0.98 =

8、201.8 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 2.48 = 2.73 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 = n1X d1X (1- )/n2 = i0X d1X (1- )= 3.5X 100X (1-0.02) = 343 mm由手册选取 d2 = 335 mm。带速验算：V = nmX diXn /(60X 1000)=1430 X 100Xn /(60X 1000) = 7.48 m/s介于 525m/s 范围内，故合

9、适。3 确定带长和中心距 a0.7X (d1+d2)<aow2X (d1+d2)0.7X (100+335)waow2X (100+335)304.5W a0< 870初定中心距a0 = 587.25 mm,则带长为：2L0 = 2a0+ nX (d1+d2)/2+(d2-d1) /(4 X a。)=2X 587.25+nX (100+335)/2+(335-100)2/(4 X 587.25)=1881 mm由表9-3选用Ld = 1800 mm,确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm4 验算小带轮

10、上的包角 ：= 1800-(d2-d1)X 57.30/a=180°-(335-100) X 57.3°/546.75= 155.40>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+ P0)XKLXK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 = 500XPcX(2.5/K -1)/(ZXV)+qXV2= 500X2.73X(2.5/0.93-1)/(2X7.48)+0.10X7.482 = 159.6 N 作用在轴上的压力：FQ = 2X ZX F0X sin( 1/2)= 2X2X159.6Xsin(155.4/2) = 623.7

11、N第六部分 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：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：Zi = 21,则:Z2 = ii2XZi = 4X 21 = 84 取：Z2 = 842初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:dit确定各参数的值：1) 试选 Kt = 1.22) T i = 55.8 Nm3) 选取齿宽系数d = 14) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Ze

12、 = 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：Hlim1 = 610 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限：Hlim2 = 560 MPa。7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60X 408.6X 1X 5X 250X 2X 8 = 4.9X 108大齿轮应力循环次数：N2 = 60n kth = N1/u = 4.9X 108/4 = 1.23X 1088) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn1 = 0.9,Khn2 = 0.929) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1

13、,得：h1KHN1 ° Hlim1S=0.9X 610 = 549 MPaH2 =KHN2 c Hlim2S=0.92X 560 = 515.2 MPa许用接触应力:h = ( h1+ h2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径：dit：=65.2 mm4修正计算结果:1) 确定模数:d1t mn = _Z165.221=3.1 mm取为标准值：3 mm。2)中心距:(21+84) X 3_=157.5 mm3)计算齿轮参数:d1 = Z1mn = 21X 3 = 63 mmd2 = Z2mn = 84 X 3 = 252 mmb

14、 = © dx d1 = 63 mmb圆整为整数为：b = 63 mmn dn1v =V 60X10004)计算圆周速度v:=1.35 m/s=3.14X 63X 408.6=60X1000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查得齿间载荷分配系数：Kh = 1.1, Kf = 1.1；齿轮宽高比为:b(2h；+c*)m63(2 X 1+0.25)X 3=9.33求得：Kh = 1.09+0.26 d2+0.33X 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33X 10-3x 63 = 1.37,由图 8-12

15、 查得：Kf = 1.342) K = KaKvKf Kf = 1X 1.1X 1.1X 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 = 2.73 YFa2 = 2.23应力校正系数：Ysa1 = 1.57 Ysa2 = 1.774) 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:Flim1 =245 MPa Flim2 =220 MPa5) 同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N1 = 4.9 X 108大齿轮应力循环次数：N2 = 1.23X 1086) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfn1 = 0.85 Kfn2 =

16、 0.897) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15得：KFN1 ° Flim1F1 = S0.85X 2451.3=160.2F2 =KFN2 c Flim2 0.89X 2201.3=150.6小齿轮数值大选用丫Fa1YSa12.73X 1.57160.2=0.02675丫Fa2YSa2c F22.23X 1.77150.6=0.02621(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=2.22 mm2.22W 3所以强度足够(3) 各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径:d1 = 63 mmd2 = 252 mmb = dx d1 = 63 mmb圆整为整数为：b =

17、63 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 68 mm b2 = 63 mm中心距：a = 157.5 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I轴的设计1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti:Pi = 2.38 KW ni = 408.6 r/mi n Ti = 55.8 Nm2求作用在齿轮上的力：已知小齿轮的分度圆直径为：di = 63 mm则：2T12x 55.8x 1000Ft =63=1771.4 Nd1Fr = Ft x tan3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)，根据机械设计基础课程设计(第八版)表i5-3，取Ao

18、 = ii2,得：3 /P13/2.38dmin = A0X飞/一 = 112X/4086 = 20.2 mmV n1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 = 21 mm。带轮的宽度：B = (Z-1) x e+2X f = (2-1) x 18+2 x 8 = 34mm,为保证大带轮定位可靠取：Ii2 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取11-111 段轴直径为：d23 = 26 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

19、 、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：dx D xT = 30X62X 16 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：6206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm, 故取：d45 = d67 = 36 mm，取：|45 =5 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：diw 2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:156 = 68 mm；贝U:I34 = T+s+a45 = 16+8+11-5 = 30 mm|78 = T+s+a-I67 =

20、 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）:带轮中点距左支点距离根据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mmL1 = (34/2+35+16/2)mm = 60 mmL2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mmL3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm齿宽中点距左支点距离齿宽中点距右支点距离2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=1771.4X 63=61+63=1771.4X 61=61+63=900 N=871.4 N垂直面支反力（见图

21、d）:Fnv1 =FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L3644.7X 63-623.7X (60+61+63)61+63=-597.9 NFnV2 =FrL2+FQL1L2+L3=644.7X 61+623.7X 60=61+63=618.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FnhiL2 = 900X 61 Nmm = 54900 Nmm截面A处的垂直弯矩:Mv0 = FqLi = 623.7X 60 Nmm = 37422 Nmm截面C处的垂直弯矩:M vi = Fnvi L2 = -597.9X 61 Nmm = -36472 NmmMv2 = Fnv2

22、L3 = 618.9X 63 Nmm = 38991 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:=65911 Nmm=67337 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=0.6，则有:ca 一McaWM：+(a T1)2=W- ；659112+(0.6X 55.8X 1000)20.1 X 633MPa=3 MPaW = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一

23、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:IX)II轴的设计 1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 2.26 KW n2 = 102.2 r/mi n T2 = 212.2 Nm2求作用在齿轮上的力：已知大齿轮的分度圆直径为d2 = 252 mmF2T2Ft =d22X 212.2X 1000252=1684.1 NFr = Ft X tan3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 基础课程设计（第八版）表15-3，取：A。= 112，得：3 /P23 I 2.26dmin = A0 X= 112X 1

24、02 2 = 31.4 mmV n2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：Tea = KaT2，查机械设计基础课程设计（第八版）表 14-1，由于转矩变化很小，故取：Ka = 1.2,则：Tea = KaT2 = 1.2X 212.2 = 254.6 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,贝U: d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：I12 = 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11-11

25、1 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：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：dx D x T = 50mmx 90mmx 20mm。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：I = 20 mm, I23 = 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：|45 = 61 mm,齿轮右端采用轴肩定位， 轴肩高度：h > 0.

26、07d = 0.07X 58 = 4.06 mm,轴肩宽度：b > 1.4h = 1.4X 4.06 = 0 mm,所以：d56 = 67 mm, |56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位， 则：I34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm|67 = 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 = （63/2-2+43.5+61-20/2）mm = 124 mm齿宽中点

27、距右支点距离 L3 = （63/2+6+37.5-20/2）mm = 65 mm2）计算轴的支反力：1684.1 X 65124+65= 579.2 NFtL3L2+L3水平面支反力（见图b）:1684.1 X 124124+65= 1104.9 NFtL2L2+L3Fnh1 =FnH2 =垂直面支反力（见图d）:FrL3Fnvi =L2+L3FnV2 =FrL2L2+L3=613X 65=124+65_ 613X 124=124+65=210.8 N=402.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 579.2X 124 Nmm = 71821 Nm

28、m截面C处的垂直弯矩:Mv = Fnv1 L2 = 210.8X 124 Nmm = 26139 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：r2 2M = M”+Mv = 76430 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ca =(14-4),取McaWiGASM+WGX 212.2X 1000)20.1 X 583MPa=7.6 MPa< = 60 MPa故设计的轴有足够

29、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：bx hx l = 6mmx6mmx 28mm,接触长度：l'=28-6 = 22 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x 6x 22x 21x 120/1000 = 83.2 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：bx hx l = 16mm x 10mmx 50mm,接触长度：=50-16

30、= 34 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x 10x 34x 58x 120/1000 = 591.6 NmT > T2，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：bx hx l = 12mmx8mmx70mm,接触长度：=70-12 = 58 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl'd F = 0.25x 8x 58x 40x 120/1000 = 556.8 NmT > T2，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 = 5X 2X 8X 2

31、50 = 20000 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 = F- = 644.7 N=644.7X求轴承应有的基本额定载荷值 C为:60 X 408.6X20000 = 5084 N106查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有:Lh =逆C3P60n=1.13X 106> Lh10619.5X 1000 360X 408.6644.7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 = 613 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:=

32、613X60 X 102.2106X20000=3046 N查课本表11-5，选择：6210轴承，Cr = 35 KN，由课本式11-3有:Lh =斗360片=3.04X 107> Lh10635 X 1000 360X 102.2613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箱体壁厚=0.025a+3 > 8取=10 mm箱盖壁厚=0.02a+3 > 8取=10 mm1箱体加强筋厚'=0.85= 0.85X 10 = 8.5取'=10 mm箱盖加强筋厚' = 0.85=0.85X 10 = 8.5取 ' =10 mmb箱体分箱面凸缘厚b 1.5=1.5X 10 = 15mm 取 b := 15 mmb1箱盖分箱面凸缘厚b仔 1.51.5X 10 = 15mm取