机械设计一级斜齿圆柱齿轮减速器说明书.docx

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机械设计一级斜齿圆柱齿轮减速器说明书

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

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

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ηa:

ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5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=8KWn=310r/min

电动机所需工作功率为:

pd=

9.41KW

执行机构的曲柄转速为:

n=310r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=2~6，则总传动比合理范围为ia=4~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（4×24）×310=1240~7440r/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=1460r/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=730r/min

nII=nI/i=730/2.4=304.2r/min

nIII=nII=304.2r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×η1=9.41×0.96=9.03KW

PII=PI×η2⋅η3=9.03×0.98×0.97=8.58KW

PIII=PII×η2⋅η4=8.58×0.98×0.99=8.32KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.98=8.85KW

PII'=PII×0.98=8.41KW

PIII'=PIII×0.98=8.15KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×i0×η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

61.6Nm

所以：

TI=Td×i0×η1=61.6×2×0.96=118.3Nm

TII=TI×i×η2⋅η3=118.3×2.4×0.98×0.97=269.9Nm

TIII=TII×η2⋅η4=269.9×0.98×0.99=261.9Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.98=115.9Nm

TII'=TII×0.98=264.5Nm

TIII'=TIII×0.98=256.7Nm

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=10.35KW

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=140mm,则：

d2=n1×d1×（1-ε）/n2=i0×d1×（1-ε）

=2×140×（1-0.02）=274.4mm

由手册选取d2=280mm。

带速验算：

V=nm×d1×π/（60×1000）

=1460×140×π/（60×1000）=10.7m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7×（d1+d2）≤a0≤2×（d1+d2）

0.7×（140+280）≤a0≤2×（140+280）

294≤a0≤840

初定中心距a0=567mm，则带长为:

L0=2a0+π×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×a0）

=2×567+π×（140+280）/2+（280-140）2/（4×567）=1802mm

由表9-3选用Ld=1800mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=567+（1800-1802）/2=566mm

4验算小带轮上的包角α1:

α1=1800-（d2-d1）×57.30/a

=1800-（280-140）×57.30/566

=165.80>1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+∆P0）×KL×Kα）

=10.35/（（2.83+0.46）⋅0.95⋅0.96）=3.45

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/Kα-1）/（Z×V）+q×V2

=500×10.35×（2.5/0.96-1）/（4×10.7）+0.10×10.72=205.4N

作用在轴上的压力：

FQ=2×Z×F0×sin（α1/2）

=2×4×205.4×sin（165.8/2）=1630.5N

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：

274~286HBW。

高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：

225~255HBW。

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:

β=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=118.3Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.42

6）由式8-3得：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/21+1/50）]×cos150=1.607

7）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79

8）由式8-19得:

Zε=

=

=

=0.789

9）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.98

10）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=650MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=530MPa。

11）计算应力循环次数：

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:

[σH]1=

=0.88×650=572MPa

[σH]2=

=0.89×530=471.7MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（572+471.7）/2=521.85MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=73.9mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=3.4mm

取为标准值:

3.5mm。

2）中心距：

a=

=

=128.6mm

3）螺旋角：

β=arccos

=arccos

=150

4）计算齿轮参数：

d1=

=

=76mm

d2=

=

=181mm

b=φd×d1=76mm

b圆整为整数为：

b=76mm。

5）计算圆周速度v:

v=

=

=2.9m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为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：

εα=[1.88-3.2×（1/Z1+1/Z2）]×cosβ

=[1.88-3.2×（1/21+1/50）]×cos150=1.607

8）由式8-4得：

εβ=0.318ψdZ1tanβ=0.318×1×21×tan150=1.79

9）εγ=εα+εβ=3.397

10）同前，取:

εβ=1

Zε=

=

=

=0.789

11）由式8-21得：

Zβ=

=

=0.98

12）由表8-2查得系数：

KA=1，由图8-6查得系数：

KV=1.1。

13）Ft=

=

=3113.2N

=

=41<100Nmm

14）由tanαt=tanαn/cosβ得：

αt=arctan（tanαn/cosβ）=arctan（tan200/cos150）=20.70

15）由式8-17得：

cosβb=cosβcosαn/cosαt=cos15cos20/cos20.7=0.97

16）由表8-3得：

KHα=KFα=εα/cos2βb=1.607/0.972=1.71

17）由表8-4得：

KHβ=1.17+0.16ψd2+0.61×10-3b=1.38

18）K=KAKVKHαKHβ=1×1.1×1.71×1.38=2.6

19）计算d1：

d1≥

=

=73.9mm

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/cos3β=21/cos3150=23.3

ZV2=Z2/cos3β=50/cos3150=55.5

2）

εαV=[1.88-3.2×（1/ZV1+1/ZV2）]cosβ

=[1.88-3.2×（1/23.3+1/55.5）]×cos150=1.628

3）由式8-25得重合度系数：

Yε=0.25+0.75cos2βb/εαV=0.68

4）由图8-26和εβ=1.79查得螺旋角系数Yβ=0.87

5）

=

=3.11

前已求得:

KHα=1.71<3.11，故取：

KFα=1.71

6）

=

=

=9.65

且前已求得:

KHβ=1.38，由图8-12查得：

KFβ=1.35

7）K=KAKVKFαKFβ=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=2.66YFa2=2.32

应力校正系数:

YSa1=1.59YSa2=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：

σFlim1=500MPaσFlim2=380MPa

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=0.84KFN2=0.85

12）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=

=323.1

[σF]2=

=

=248.5

=

=0.01309

=

=0.01624

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=2.23mm

2.23≤3.5所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=76mm

d2=181mm

b=ψd×d1=76mm

b圆整为整数为：

b=76mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=81mmb2=76mm

中心距：

a=128.5mm，模数：

m=3.5mm

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P1、转速n1和转矩T1:

P1=9.03KWn1=730r/minT1=118.3Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=76mm

则:

Ft=

=

=3113.2N

Fr=Ft×

=3113.2×

=1173N

Fa=Fttanβ=3113.2×tan150=833.7N

3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×

=25.9mm

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=27mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）×e+2×f=（4-1）×18+2×8=70mm，为保证大带轮定位可靠取：

l12=68mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=32mm。

大带轮右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

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=35mm；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=35×72×18.25mm，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=3.5mm，故取：

d45=d67=42mm，取：

l45=l67=5mm。

齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。

由于:

d1≤2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:

l56=81mm；则:

l34=T+s+a-l45=18.25+8+11-5=32.25mm

l78=T+s+a-l67=18.25+8+11+2-5=34.25mm

5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得a=18.5mm

带轮中点距左支点距离L1=（70/2+35+18.5）mm=88.5mm

齿宽中点距左支点距离L2=（81/2+32.25+5-18.5）mm=59.2mm

齿宽中点距右支点距离L3=（81/2+5+34.25-18.5）mm=61.2mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=1582.5N

FNH2=

=

=1530.7N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=-1969.6N

FNV2=

=

=1512.1N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=1582.5×59.2Nmm=93684Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=1630.5×88.5Nmm=144299Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-1969.6×59.2Nmm=-116600Nmm

MV2=FNV2L3=1512.1×61.2Nmm=92541Nmm

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=

=149574Nmm

M2=

=131683Nmm

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α=0.6，则有：

σca=

=

=

MPa

=3.8MPa≤[σ-1]=60MPa

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=8.58KWn2=304.2r/minT2=269.9Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知大齿轮的分度圆直径为:

d2=181mm

则:

Ft=

=

=2982.3N

Fr=Ft×

=2982.3×

=1123.7N

Fa=Fttanβ=2982.3×tan150=798.7N

3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×

=34.1mm

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=1.2×269.9=323.9Nm

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40mm，轴孔长度84mm，则：

d12=40mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=82mm。

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=50mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=45mm。

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=50mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:

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：

20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：

l=20mm，l23=35mm。

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=58mm，所以：

d45=58mm，为使齿轮定位可靠取：

l45=74mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h≥0.07d=0.07×58=4.06mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×4.06=0mm，所以：

d56=67mm，l56=6mm；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=45.25mm

l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+21.75+8+11+2.5-6=39.25mm

5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=81.2mm

齿宽中点距右支点距离L3=（/2+6+39.25-）mm=83.2mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=1509.3N

FNH2=

=

=1473N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=1008.4N

FNV2=

=

=-115.3N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=