机械设计一级斜齿圆柱齿轮减速器说明书

1、机械设计（论文）说明书 题 目：一级斜齿圆柱齿轮减速器 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-25参考文献-25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圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空

2、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8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. 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. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案

3、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。选择V带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的

4、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 =8KW n = 310 r/min电动机所需工作功率为:pd= 9.41 KW执行机构的曲柄转速为:n = 310 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=24，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=26，则总传动比合理范围为ia=424，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (4×24)×310 = 12407440r/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Y160M-4的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=14

5、60r/min，同步转速1500r/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=1460/310=4.7（2）分配传动装置传动比:ia=i0×i 式中i0,i1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i0=2，则减速器传动比为:i=ia/i0=4.7/2=2.4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/i0 = 1460/2 = 730 r/minnII = nI/i = 730/2.4 = 304.2 r/minnIII

6、= nII = 304.2 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pd×h1 = 9.41×0.96 = 9.03 KWPII = PI×h2×h3 = 9.03×0.98×0.97 = 8.58 KWPIII = PII×h2×h4 = 8.58×0.98×0.99 = 8.32 KW 则各轴的输出功率：PI' = PI×0.98 = 8.85 KWPII' = PII×0.98 = 8.41 KWPIII' = PIII×0.98 =

7、8.15 KW(3)各轴输入转矩:TI = Td×i0×h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 61.6 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 61.6×2×0.96 = 118.3 NmTII = TI×i×h2×h3 = 118.3×2.4×0.98×0.97 = 269.9 NmTIII = TII×h2×h4 = 269.9×0.98×0.99 = 261.9 Nm 输出转矩为：TI' = TI×0.98

8、 = 115.9 NmTII' = TII×0.98 = 264.5 NmTIII' = TIII×0.98 = 256.7 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 = 1.1×9.41 = 10.35 KW 根据手册查得知其交点在B型交界线范围内，故选用B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 = 140 mm,则：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2×140×(1-0.02) = 27

9、4.4 mm 由手册选取d2 = 280 mm。 带速验算：V = nm×d1×/(60×1000)= 1460×140×/(60×1000) = 10.7 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)0.7×(140+280)a02×(140+280)294a0840 初定中心距a0 = 567 mm，则带长为:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×567+

10、5;(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802 mm 由表9-3选用Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 567+(1800-1802)/2 = 566 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 1800-(280-140)×57.30/566 = 165.80>12005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 10.35/(2.83+0.46)×0.95×0.96) = 3.45

11、故要取Z = 4根B型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×10.35×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72 = 205.4 N 作用在轴上的压力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×4×205.4×sin(165.8/2) = 1630.5 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

12、减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。 1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 21，则：Z2 = i×Z1 = 2.4×21 = 50.4 取：Z2 = 50 2） 初选螺旋角:b = 150。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 2.5 2) T1 = 118.3 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5

13、) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.42 6) 由式8-3得：ea×(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/21+1/50)×cos150 = 1.607 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.789 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算

14、应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×730×1×8×300×2×8 = 1.68×109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.68×109/ = 7.01×108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.89 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.88×650 = 572 MPasH2 = = 0.89×530 = 471.7 MPa

15、许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+471.7)/2 = 521.85 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 73.9 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.4 mm取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距：a = = = 128.6 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 150 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 76 mmd2 = = = 181 mmb = d×d1 = 76 mmb圆整为整数为：b = 76 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.9 m/s由表8-8选取

16、齿轮精度等级为9级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。 7) 由式8-3得：ea×(1/Z1+1/Z2)×cosb×(1/21+1/50)×cos150 = 1.607 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) eg = ea+eb = 3.397 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.789 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.98 12) 由表8-2查得系数：KA

17、= 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 3113.2 N = = 41 < 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表8-3得：KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.607/0.972 = 1.71 17) 由表8-4得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.61&

18、#215;10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.71×1.38 = 2.6 19) 计算d1：d1 = = 73.9 mm实际d1 = 76 > 73.9所以齿面接触疲劳强度足够。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 21/cos3150 = 23.3ZV2 = Z2/cos3b = 50/cos3150 = 55.5 2) eaV×(1/ZV1+1/ZV2)cosb×(1/23.3+1/55.5)×cos150

19、= 1.628 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.79查得螺旋角系数Yb = 0.87 5) = = 3.11前已求得:KHa = 1.71<3.11，故取：KFa = 1.71 6) = = = 9.65且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.54 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.66 YFa2 =

20、 2.32应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.74 9) 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：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.68×109大齿轮应力循环次数:N2 = 7.01×108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 323.1sF2 = = = 248.5 = = 0.01309 = = 0.01624大

21、齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.23 mm2.233.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 76 mmd2 = 181 mmb = yd×d1 = 76 mmb圆整为整数为：b = 76 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 81 mm b2 = 76 mm中心距：a = 128.5 mm，模数：m = 3.5 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 9.03 KW n1 = 730 r/min T1 = 118.3 Nm2 求作用在齿轮上的力:

22、 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 76 mm 则:Ft = = = 3113.2 NFr = Ft× = 3113.2× = 1173 NFa = Fttanb = 3113.2×tan150 = 833.7 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A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 25.9 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:d12 = 27 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)

23、15;e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 68 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 32 mm。大带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、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 35

24、15;72×18.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：30207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 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:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 81 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 18.25+8+11-5 = 32.25 mml78 = T+s+a-l67 = 18.25+8+11+2-5 = 34.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30207圆锥滚子轴承查手册

25、得a = 18.5 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (70/2+35+18.5)mm = 88.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (81/2+32.25+5-18.5)mm = 59.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (81/2+5+34.25-18.5)mm = 61.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1582.5 NFNH2 = = = 1530.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1969.6 NFNV2 = = = 1512.1 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 15

26、82.5×59.2 Nmm = 93684 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1630.5×88.5 Nmm = 144299 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1969.6×59.2 Nmm = -116600 NmmMV2 = FNV2L3 = 1512.1×61.2 Nmm = 92541 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：M1 = = 149574 NmmM2 = = 131683 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

27、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：sca = = = MPa = 3.8 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，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：II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 8.58 KW n2 = 304.2 r/min T2 = 269.9 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 181 mm 则:Ft = = = 2982.3

28、NFr = Ft× = 2982.3× = 1123.7 NFa = Fttanb = 2982.3×tan150 = 798.7 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:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 34.1 mm 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:Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1

29、.2×269.9 = 323.9 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，则：d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 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II-III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： 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 = 50 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样

30、本选用:30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm。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：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 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 74 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67

31、 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 21.75+8+11+2.5+2 = 45.25 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21.75+8+11+2.5-6=39.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30210圆锥滚子轴承查手册得a = mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (76/2-2+45.25-)mm = 81.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (/2+6+39.25-)mm = 83.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = =

32、1509.3 NFNH2 = = = 1473 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 1008.4 NFNV2 = = = -115.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1509.3×81.2 Nmm = 122555 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 1008.4×81.2 Nmm = 81882 NmmMV2 = FNV2L3 = -115.3×83.2 Nmm = -9593 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：M1 = = 147392

33、NmmM2 = = 122930 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a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 11.2 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，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：b×h×l = 8

34、mm×7mm×63mm，接触长度:l' = 63-8 = 55 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×55×27×120/1000 = 311.9 NmTT1，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：b×h×l = 16mm×10mm×70mm，接触长度:l' = 70-16 = 54 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×

35、10×54×58×120/1000 = 939.6 NmTT2，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：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:l' = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 NmTT2，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 = 8×2×8

36、×300 = 38400 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1173+0×833.7 = 1173 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1173× = 10915 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30207轴承，Cr = 54.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 7.98×106Lh所以轴承预期寿命足够。2 输出轴的轴

37、承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1×1123.7+0×798.7 = 1123.7 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1123.7× = 8039 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30210轴承，Cr = 73.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 6.01×107Lh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 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02