全套一级直齿圆柱齿轮减速器的设计说明书doc内嵌CAD图纸

1、目 录【内嵌文件提取方法：下载完整版DOC个时候打开，双击DOC文件内内嵌的文件的图标可直接编辑（需安装了AUTOCAD,编辑时就可选择另存文件到.）】下面为3个内嵌DWG格式文件：分别为轴/齿轮/装配图设计任务书一、传动方案的拟定及电动机的选择2二、V带选择 4三高速级齿轮传动设计6四、轴的设计计算 9五、滚动轴承的选择及计算13六、键联接的选择及校核计算14七、联轴器的选择14八、减速器附件的选择14九、润滑与密封15十、设计小结16十一、参考资料目录16说明书后附有关于减速器的一个附录设计题号：3数据如下:已知带式输送滚筒直径320mm，转矩T=130 N·m，带速 V=1.6

2、m/s，传动装置总效率为=82%。一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速n,即r/min一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1）滚筒输出功率Pw （2）电动机输出功率P 根据传动装置总效率及查表2-4得：V带传动1=0.945；滚动轴承2 =0.98；圆柱齿轮传动 3 =0.97；弹性联轴器4 =0.99；滚筒轴滑动

3、轴承5 =0.94。（3）电动机额定功率Ped 由表20-1选取电动机额定功率Ped =2.2kw。3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V带传动常用传动比范围i1 =24,单级圆柱齿轮传动比范围i2 =36，则电动机转速可选范围为nd= n·i1·i2 =5732292r/min方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动单级减速器1Y100L1-42.2150014203414.8734.962Y112M-62.21000940459.842.53.94 由表

4、中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1，20-2查出Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。3.计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比2）分配各级传动比取V带传动的传动比i1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，低速轴

5、为轴，各轴转速为 n0=nm=940r/min nI=n0/i1=940/2.5376nII=nI/i2=376/3.9495.5r/min2）各轴输入功率按电动机额定功率Ped 计算各轴输入功率，即P0=Ped=2.2kwPI=P01=2.2x0.9452.079kwPII=PI2 3 =2.079x0.98x0.971.976kw3）各轴转矩 To=9550x P0/n0=9550x2.2/940=22.35N·mTI=9550x PI/nI=9550x2.079/376=52.80N·mTII=9550x PII/nII=9550x1.976/95.5=197.6N&

6、#183;m二、V带选择1 选择V带的型号根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，由精密机械设计的表7-5查得KA =1.0。则Pd=PI·KA =1.0×2.2=2.2kW 根据Pd=2.2和n1=940r/min,由机械设计基础课程设计图7-17确定选取A型普通V带。2 确定带轮直径D1，D2。由图7-17可知，A型V带推荐小带轮直径D1=125140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式D2=iD1（1-） (其中取0.02) 由查机械设计基础课程设计表9-1，取 D2=315mm。3 检验

7、带速v v=1.6m/s<25m/s4 确定带的基准长度根据公式729：0.7（D1+D2）<a<2（D1+D2）初定中心距500mm依据式（7-12）计算带的近似长度L= 1708.9mm由表7-3选取Ld=1800mm，KL=1.015 确定实际中心距a=545.6mm6 验算小带包角1 =16007 计算V带的根数z。由表7-8查得P01.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得P0=0.11，则V带的根数 =1.52根 取z=28 计算带宽BB=（z-1）e+2f由表7-4得：B=35mm三高速级齿轮传动设计1） 选择材料、精度及参数小齿轮：45钢，调质，

8、HB1 =240大齿轮：45钢，正火，HB2 =190模数：m=2齿数：z1=24 z2=96齿数比： u=z2/z1=96/24=4精度等级：选8级（GB10095-88）齿宽系数d: d =0.83 （推荐取值：0.81.4）齿轮直径：d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm压力角：a=200齿顶高：ha=m=2mm齿根高：hf=1.25m2.5mm全齿高：h=(ha+hf)=4.5mm中心距：a=m(z1+z2)/2=120mm小齿轮宽：b1=d·d1=0.83×48=39.84mm大齿轮宽：根据机械设计基础课程设计P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿

9、轮宽，因此得：b2=40mm1 计算齿轮上的作用力设高速轴为1，低速轴为2圆周力：Ft1=2T1/d=2200N Ft2=2T/d=2058.3N径向力：Fr1=F1t·tana=800.7N Fr2=F2t·tana=749.2N轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力H F 及校验ZH节点齿合系数。对于标准直齿轮，an=20º,=0,ZH=1.76ZE弹性系数，。当两轮皆为钢制齿轮（=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，ZE=271；Z重合系数，。对于直齿轮，Z=1。.K载荷集中系数，由精密机械设计图8-38选取，k =1.08Kv动载荷系数，精密机械

10、设计图8-39，kv=1.02计算得 H=465.00 N·mm-2对应于NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处理条件，精密机械设计表8-10；=2HBS+69=240x2+69=549N·mm-2。SH安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去SH=1.1；KHL寿命系数。式中NHO：循环基数，查精密机械设计图8-41，NHO=1.5x107；NH：齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取KHL =1.06=529.04 N·mm-2H=465.00 N·mm-2=529.04 N·

11、;mm-2因此接触强度足够B齿宽，=0.83x48=39.84；许用弯曲应力；查表8-11得=1.8x240=432 N·mm-2，=1.8，=1 （齿轮双面受载时的影响系数，单面取1，双面区0.70.8），（寿命系数）循环基数取4x106 ,循环次数=60nt=60x376x60x8=1.08288x107 KFL =0.8471YF齿形系数。查精密机械设计图8-44，YF=3.73计算得=240 N·mm-2F=113.45 N·mm-2F因此弯曲强度足够四、轴的结构设计1 轴的材料选用45钢2 估算轴的直径根据精密机械设计P257式(10-2)，查表10-2

12、轴的最小直径取C=110或=30计算得d1min20mmd2min30mm取 d1=20mm，d2=30mm3 轴的各段轴径根据机械设计基础课程设计P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取610mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取15mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35

13、mm。4 轴的各段长度设计1) 根据机械设计基础课程设计表3-1，表4-1以及图4-1，得取8mm, 1取8mm, 齿轮顶圆至箱体内壁的距离：1=10mm 齿轮端面至箱体内壁的距离：2=10mm 轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：3=5mm 箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=+C1+C2+(510)=45mm 轴承端盖凸缘厚度：e=10mm 2) 带轮宽：35mm 联轴器端：60mm1) 轴承的厚度B01=15mm,B02=17mm根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速轴：60mm,40m

14、m,30mm，40mm，10mm,17mm5 轴的校核计算（精密机械设计P257P262，机械设计手册）对于高速轴校核：FrFtFzLc LaLb L垂直面内支点反力：La:28.5带轮中径到轴承距离，Lb：67.5mm两轴承间距离。·校核FrA= Fr+ FrB1065.5N=（749.2+316.3）N类似方法求水平面内支点反力：V带在轴上的载荷可近似地由下式确定： ； F0单根V带的张紧力（N）Pd计算功率Pd=2.079Kw ;ZV带的根数；=6.2 m·s-1（为带速）Ka包角修正系数Ka=0.95qV带单位长度质量q=0.10（kg·m-1）精密机械设

15、计表7-11计算得F0=144.7Fz=570N（lc =Lc =67中轴到轴承距离）N,MA=Fr·La=21352.2N·mmMB=0同理求得： M=A=Ft·La=58662.4 N·mmM=B=Fz·Lc=38190 N·mmN·mmN·mm已知T=52800N·mm，选用轴的材料为45钢，并经正火处理。查精密机械设计表10-1，其强度极限=600N·mm-2 ，并查表10-3与其对应的=55N· mm-2，=95 N·mm-2故可求出N·mm同理得MvB=

16、31098.7 N·mmmm在结构设计中定出的该处直径dA=25mm,故强度足够。同理对高速轴的校核中： d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径d=35mm,故强度足够。五、滚动轴承的选择及校核计算根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。由轴径的相应段根据机械设计基础课程设计表15-7选择轻窄（2）系列，其尺寸分别为：内径：d1=25mm,d2=35mm外径：D1=52mm. D2=72mm宽度：B1=15mm，B2=17mm滚动轴承的当量载荷为：0，X=1；Y=0；则C额定动载荷，机械设计基础课程设计表15-7而题目要求的轴承寿命为&

17、lt;，故轴承的寿命完全符合要求六、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由机械设计基础课程设计表14-1高速轴与V带轮联接的键为：键C8X30 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 12X32 GB1096-79轴与联轴器的键为：键C8X50 GB1096-792键的强度校核 齿轮与轴上的键 ：键C12×32 GB1096-79b×h=12×8,L=32,则Ls=L-b=20mm圆周力：Fr=2TII/d=2×197600/40=9880N挤压强度：=123.5<125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度：=82.3<120MP

18、a=因此剪切强度足够键C8×30 GB1096-79和键C8×56 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。七、 联轴器的选择 根据轴径的和机械设计基础课程设计表17-1选择联轴器的型号：GB3852-83 J1一对组合轴孔直径：d=30mm,长度：L=60mm 八、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M16×1.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉放油螺塞选用外六角油塞及垫片M14×1.5根据机械设计基础课程设计表13-7选择适当型号：起盖螺钉型号：GB578386 M6&#

19、215;20,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M6×20,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M6×20,材料Q235螺栓：GB578286 M10×80，材料Q235九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2.滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15

20、润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会这次课程设计是继上次电子技术课程设计的一次延续，虽然不同科目，但是他们都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要

21、不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录1机械设计基础课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；2精密机械设计，机械工业出版社 庞振基，黄其圣主编 2005年1月第一版3机械设计手册，化学工业出版社 成大先主编 1994年4月第三版附录：（上一章）（返回主页）（下一章）（上一章）（返回主页）（下一章）高速、中载圆柱齿轮减速器的稳健设计张蕾卢玉明石均(东南大学机械工程系210018)1前言众

22、所周知，齿轮的误差对齿轮的寿命会产生很大的影响，特别是在一些重要机构中，研究齿轮误差的影响、使齿轮误差的综合影响最小，已经成为目前研究的一个热点和难点。在以往的设计中，为了提高齿轮的寿命，我们往往对齿轮的精度和使用条件提出更高要求，认为只有提高精度、限制使用条件才能减少误差产生的不良影响。但事实并非如此。齿轮的精度等级或误差对齿轮的寿命或噪声等性能的影响是非线性的,在不同设计方案中,同样的误差程度，所产生的性能波动不尽相同，而且，提高精度等级或限制使用条件的同时大大增加了制造和使用的成本。稳健设计的出现解决了这个难题，这种方法的核心是找到一种设计方案，使得最终产品既满足性能要求，对误差又不是十

23、分敏感，同时达到了降低成本的目的。本文即是在这样的目的下，对现有的某高速、中载发动机减速器齿轮传动副进行稳健设计，建立了相应的数学模型，并求得了更佳的设计方案。2机械产品稳健设计的工程分析在这一部分中，本文将分析稳健设计的基本思路，按照稳健设计的基本步骤，建立机械产品稳健设计的一般模型。21确定产品的性能指标在这一步中，我们对产品进行分析，定义产品的综合性能指标或者说是我们感兴趣的产品性能指标。这个指标可能是产品的某一性能指标，也可能是产品的各项指标的加权平均，但是这些指标应该能够表示成参数的相应函数形式。22对设计参数分类有些变量的设计值在设计过程中选定，称为控制变量；有的变量由于产品制造、

24、使用过程中的种种原因，会产生一定的偏差，这样的变量称为干扰变量。按照这样的分类标准，我们可以将所有设计变量分为四类：常量、控制变量、干扰变量、混合变量。混合变量是指设计值可以改变且存在误差的设计变量。分类如图1所示。图1变量分类图为了分析方便，假设设计变量的集合为V=（A,B,C,D)，其中：A、B、C、D分别表示常量集、控制变量集、干扰变量集、混合变量集。2.3建立优化设计方案的数学模型纯粹从数学角度而言，所谓稳健设计也就是寻找一种方案，使得设计出的产品，性能Y满足一定需要，而性能波动X又相对比较小，也即受参数误差的影响较小，容许变量有较大的变动范围，从而降低产品的实际成本。表示成数学形式即

25、为：minX=F(A，B，C，D，A，B，C，D)(1)s.t.Y=G(A,B,C,D)YA，B，C，D属于求解空间这里F和G可能不是显式的函数表达式，而只是一种函数影响关系，但为了分析上的方便，可以认为这样的表达式是存在的。3齿轮传动副稳健设计的实现某型发动机是轻型民用涡浆飞机的动力装置，其发动机体内减速器如图2所示。下面本文即对该二级减速器进行稳健设计，寻求满足给定条件的更佳设计方案。3.1原设计方案已知减速器传递功率为551.25 kW。输入转速为41350 r/min，输出转速为2200 r/min，高速级主从动轮和低速级主动轮的材料均为优质专用合金钢。所有齿轮为表面淬火，轮齿表面硬度

26、HRc5962。齿轮精度等级为5-4-4GM GB10096-88。其主要设计参数见表1：图2某齿轮减速器传动简图表1原设计方案齿轮类别齿数Z齿宽B(mm)法向模数mn(mm)螺旋角(°)法向变位系数高速级25/96251.388.9290.35/-0.35低速级19/93272.259.9170.4/03.2稳键设计要求以原定型减速器的有关参数和设计规范为基础，在满足齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度的可靠度要求以及几何、边界约束的条件下，使减速器具有最稳定的可靠度。3.3数学模型的建立设计变量可取二级圆柱斜齿轮的法向模数mnh、mnl，齿数Z1、Z2、Z3、Z4，分度圆螺旋角h、

27、l，中心距a、高低速级齿轮变位系数Xn1、Xn2、Xn3、Xn4作为设计变量，为提高承载能力，高速级采用高变位，同时为配凑中心距，低速级采用角变位。其中Z4=18.794 Z1 Z3/Z2、h=arccos(mnh(Z1+Z2)/2a)、Xn1=-Xn2,Xn3和Xn4可以按照设计手册取值；另外，为简化计算，可参考原始设计方案，根据齿轮强度条件，给定高低速级齿轮法向模数：mnh=1.38 mm,mnl=2.25 mm，于是我们得到设计变量如下：X=(X1,X2,X3,X4,X5,X6)T=(Z1,Z2,Z3,l,a,Xn1)T (2)目标函数根据参考文献3，齿轮接触强度可靠度99.99%对应于

28、安全系数Sh1.5；弯曲强度可靠性R99.99%对应于Sf1.6。由实验发现，高速级齿轮多发生点蚀破坏，所以我们将齿轮接触强度作为减速器的性能指标，要求Sh1.5前提下具有最小的波动。设Sh的波动为sh，Sh的中心值为sh，设计目标是sh大、sh小。目标函数可写为：min(shsh)=min(Shi-sh)2)1/2sh(3)约束条件(1)强度约束G1(X)=sh-1.50(4)(2)边界约束根据高速、中载齿轮发动机体内减速器的设计经验和设计规范，我们给每个设计变量一个取值范围：X(i)minX(i)X(i)max(5)4模型求解4.1对变量进行分析对于一个齿轮，其接触疲劳安全系数为：Sh=H

29、H=ZE ZH Z Z(KFb(±1)/bd1)1/2(6)其中：系数K=KA KV K K。表达式涉及12个变量。由于在制造和安装过程中，实际参数与设计参数之间误差在所难免，而且又存在制造精度、材料性能、安装等误差，上式中的12个变量也会因这些误差的出现而产生波动，从而导致Sh的波动。4.2实际制造过程的计算机模拟各种误差对齿轮制造的影响是多种多样的。我们可以用计算机模拟正交实验的方法来模拟这种实际制造过程。正交实验法是通过事先设计好的一套正交表来安排实验的。借助正交表可以选出具有代表性的实验，对以较少的实验次数所获得的数据进行统计分析，而得到满意的结果。我们选出影响Sh的五个主要

30、因素：精度等级、材质性能、螺旋角、中心距a、齿宽B。各因素误差水平如表2所示：表2误差水平表精度等级(级)材质性能lim(MPa)螺旋角(°)中心距a(mm)齿宽B(mm)第一水平5-4-4GM95%lim-0.1a-aB-1第二水平6-5-5GLlimaB第三水平105%lim+0.1a+aB+1选用正交表L18(21×37)，得到正交实验结果如表3所示(在Sh1.5的情况下的备选方案有多组，这里我们仅拿出3组正交实验结果，其中一组为优选方案，一组为原方案)。将这三组方案的Sh的波动情况表现在图上，得到图3。值得说明的是，第一试验点的S设严格对应设计条件和参数，即是没有考

31、虑设计参数和制造过程中的误差影响而得到的设计安全系数。从图上可以明显看出，优化方案的安全系数波动最小，且始终满足Sh1.5的要求。故而得优化方案如表4所示。 表3正交实验结果表优选方案原方案另一方案Z1/Z2=24/97Z3/Z4=20/93a=85 mmBh=30 mmBl=28 mmXn1=-Xn2=0Xn3=0.45Xn4=0.68h=10.82°l=6.0°Z1/Z2=25/96Z3/Z4=19/93a=85 mmBh=25 mmB1=27 mmXn1=-Xn2=0.35Xn3=0.4Xn4=0h=8.93°l=9.92°Z1/Z2=24/97Z3/Z4=20/93a=85 mmBh=30 mmBl=26 mmXn1=-Xn2=0Xn3=0.5Xn4=0.75h=10.81°l=5.0°ISISISISISIS11.671101.54911.553101.49611.740101.54921.649111.50121.482111.52021.762111.49031.673121.55631.613121.40331.694121.59341.635131.51641.529131.40241.652131.56451.609141.55251.589141.49751.609141.552