一级圆柱齿轮减速器课程设计.docx
《一级圆柱齿轮减速器课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《一级圆柱齿轮减速器课程设计.docx（26页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
一级圆柱齿轮减速器课程设计
一、设计任务书
1.题目：
设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮加速器，两班制工作，单向运转，工作时有轻度振动。
2.设计任务：
（1）完成减速器装配图一张。
（1号图纸）
（2）零件工作图一张；
（3）设计说明书一份。
3.原始数据：
输送机工作轴上的扭矩（N*m）：
900
输送机工作轴转速（r/min）：
95
使用期限（年）：
5
4.传动方案简图：
计算及说明
结果
二．电动机的选择
1、电动机类型的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
Pd=Tn/9550η总（Kw）
由电动机之输送机的传动总效率为：
η总=η1×η24×η3×η4×η5
注：
η1、η2、η3、η4、η5分别为联轴器1、滚动轴承（四对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。
取η1=0.99、η2=0.99、η3=0.97、η4=0.99、η5=0.93
则：
η总=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93=0.85
所以：
电动机所需的工作功率为：
Pd=Tn/9550η总
=（900×95）/（9550×0.85）
=10.5（Kw）
电动机额定功率Ped：
根据《机械设计课程设计手册》P167查询得到：
Ped=11（Kw）
3、确定电动机转速
计算及说明
结果
根据《机械设计课程设计手册》P5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ1≤4~6。
取开式圆锥齿轮传动传动比Ｉ2≤5。
则总传动比理论范围为：
Ｉa'=Ｉ1×Ｉ2≤20~30。
故电动机转速的可选范围：
Nd’=Ｉa'×Nw
≤（20~30）×95
=（1900~2850）r/min
则符合这一范围的同步转速有：
730、970、1460和2930r/min
根据容量和转速，由《课程设计手册》P167表12-1查出四种适合的电动机型号：
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和圆锥齿轮传动、减速器传动比，选择电动机型号为Y160M-4，其主要性能：
额定功率11KW，满载转速1460r/min，额定转矩2.2，质量123kg。
电机主要外形和安装尺寸：
中心高H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部
尺寸F×GD
160
600×417.
×385
254×210
15
42×110
12×45
计算及说明
结果
三、传动装置的运动和动力参数计算
1、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速Nm和工作机主动轴转速Nw，可得传动装置总传动比为：
ia=Nm/Nw=1460/95≈15.37
总传动比等于各传动比的乘积
ia=i0×i（式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据《机械设计课程设计手册》P5表1-8，取i0=3（圆锥齿轮传动i≤5）
因为：
ia=i0×i
所以：
i=ia/i0=15.37/3≈5.12
3、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速一次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴.......
i0，i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ,PⅡ,......为各轴的输入功率（KW）
TⅠ,TⅡ,......为各轴的输入转矩（N.m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的转速（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。
计算及说明
说明
（1）运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm=1460（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i=1460/5.12≈285.2（r/min）
Ⅲ轴：
nⅢ=nⅡ
螺旋输送机：
nⅣ=nⅢ/i0=285.2/3≈95（r/min）
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Ped×η01=Ped×η1
=11×0.99=10.89（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=10.89×0.99×0.97=10.46（kw）
Ⅲ轴：
PⅢ=PⅡ×η23=PⅡ×η2×η4
=10.46×0.99×0.99=10.25（kw）
螺旋输送机轴：
PⅣ=PⅢ×η2×η5
=10.25×0.99×0.93=9.44（kw）
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输入转矩为：
Td=9550×Ped/nm=9550×11/1460=80.0（N.m）
Ⅰ轴：
TⅠ=Td×η01=Td×η1
=80.0×0.99=71.2（N.m）
Ⅱ轴：
TⅡ=TⅠ×i×η12=TⅠ×i×η2×η3
=71.2×5.12×0.99×0.97=350.2（N.m）
Ⅲ轴：
TⅢ=TⅡ×η2×η4
=350.2×0.99×0.99=343.3（N.m）
螺旋输送机轴：
TⅣ=TⅢ×i0×η2×η5=343.3×3×0.99×0.93=948.1（N.m）
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ~Ⅲ轴的输入功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P'Ⅰ=PⅠ×η轴承=10.89×0.99=10.8（Kw）
P'Ⅱ=PⅡ×η轴承=10.46×0.99=10.4（Kw）
P'Ⅲ=PⅢ×η轴承=10.25×0.99=10.1（Kw）
螺旋输送机轴：
P’Ⅳ=PⅣ×η轴承=9.44×0.99=9.3（Kw）
（5）计算各轴的输出转矩：
电动机轴输入转矩为：
Td=9550×Ped/nm=9550×11/1460=80.0（N.m）
T'Ⅰ=TⅠ×η轴承=71.2×0.99=70.5（N.m）
T'Ⅱ=TⅡ×η轴承=350.2×0.99=346.7（N.m）
T'Ⅲ=TⅢ×η轴承=343.3×0.99=339.9（N.m）
螺旋输送机轴：
T’Ⅳ=TⅣ×η轴承=948.1×0.99=938.6（N.m）
轴名
功效率P（Kw）
转矩T（N.m）
转速n
r/min
传动比i
输入
输出
输入
输出
电动机轴
11
80.0
1460
1
Ⅰ轴
10.89
10.8
71.2
70.5
1460
5.12
Ⅱ轴
10.46
10.4
350.2
346.7
285.2
Ⅲ轴
10.25
10.1
343.3
339.9
285.2
3
输送机轴
9.44
9.3
948.1
938.6
95
计算及说明
结果
四、传动零件的设计计算
减速器齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
根据《机械设计基础》P194~196G可知，考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为280HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据资料查的应该选择7级精度。
齿面粗糙度Ra≤1.6~3.2µm
（2）按齿轮面接触疲劳强度设计
由式：
d1≥
确定有关参数如下：
传动比i齿=5.12
取小齿轮轮数Z1=28.则大齿轮齿数：
Z2=i齿Z1=5.12×28=143.4≈143
实际传动比i0=143/28=5.11
传动比误差：
（i齿-i0）/i齿=（5.12-5.11）/5.12=0.19%<3%
可用齿数比：
u=i0=5.11
有资料取齿宽系数φd=1；材料弹性影响系数ZE=189.8
；对于标准齿轮区域系数ZH=2.5
（3）转矩T1
T1=9.55×106×PⅠ/n1=9.55×106×10.89/1460
=71233（N.mm）
（4）载荷系数k
查资料取k=1.3
（5）许用接触应力[бH]
[бH]=бHlim/SH由《机械设计基础》P200图10—7按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：
бHlim1=620Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限：
бHlim2=570Mpa
按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[бH]1=бHlim1/SH=620/1.0=620Mpa
[бH]2=бHlim2/SH=570/1.0=570Mpa
故得：
d1≥
=53.54mm
模数：
m=d1/Z1=53.54/28=1.9mm
根据《机械设计基础》P62可取标准模数：
m=2mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据资料得公式：
бF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≦[бH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2×28=56mm
d2=mZ2=2×143=286mm
齿宽：
b=φdd1=1×56=56mm
取b1=56mmb2=60mm
（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=28，Z2=143由资料查的：
YFa1=2.64YSa1=1.57
YFa2=2.17YSa2=1.76
（8）许用弯曲应力[бF]
根据资料查得：
[бF]=бFE/SF
查资料知：
бFE1=590MpaбFE2=445Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[бF]1=бFE1/SF=590/1.25=472Mpa
[бF]2=бFE2/SF=445/1.25=356Mpa
将求得的各参数代入式
бF1=2kT1YFa1YSa1/（bm2Z1）
=2×1.2×97135×2.87×1.57/（70×2.52×28）Mpa
бF2=бF1YFa2YSa2/（YFa1YSa1）
=85.74×2.25×1.76/（2.87×1.57）Mpa
=75.14Mpa<[бF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心距a
a=m×（Z1+Z2）/2=2×（28+143）/2=171mm
（10）计算的圆周速度V
V=πd1n1/（60×1000）=3.14×53.54×1460/（60×1000）
=4.09m/s
从《机械设计基础》查表10—2可知，齿轮精度选择8级是合适的。
（11）齿轮结构尺寸计算
根据公式：
分度圆直径：
d=mz
齿顶圆直径：
da=m（z+2）
齿根圆直径：
df=m（z-2.5）
得：
d1=56mmd2=286mm
da1=60mmda2=290mm
df1=51mmdf2=281mm
计算及说明
结果
五、轴的计算
1、减速器输入轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式选用
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。
（2）按扭转强度估计轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=10.89（KW）
转速为nⅠ=1460（r/min）
根据课本P276（14-2）式，并查表13-2，取c＝115，d≥C（P∕n）1/3＝22.47mm
（3）确定轴各段直径和长度
从右起第一段，由于联轴器与轴通过键连接，则轴应该增加4%，则D1=d*（1+4%）=23.37mm，取24mm，半联轴长度取82mm，则计算转矩Tc=KA*T1=1.5*97.1=145.65Nm，则选用用LT6型弹性套柱销联轴器。
轴段长L1=80mm
②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径d2=d1+2h=24+2*2*1.5=30mm，根据轴承端盖的装拆及便于轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=60mm
③右起第三段，该段有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸d*D*B=40*80*18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm
④右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=45mm，长度为L4=10mm
⑤右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为60mm，分度圆直径为56mm，齿轮的宽度56mm，则此段的直径为D5=60mm，长度为L5=60mm
⑥右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=45mm，长度取L6=10mm
⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径D7=40mm，长度为L7=18mm
（4）求齿轮上作用力的大小和方向
小齿轮分度圆直径：
d1=56mm
②作用在齿轮上得转矩为：
T1=71.2Nm
③求圆周力：
Ft
Ft=2T1/d1=2542.86N
④径向力Fr
Fr=Ft*
=925.53N
⑤根据轴承支反力的作用点及轴承喝齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=1271.43KN
垂直面的支反力：
由于选用的深沟球轴承则
RA'=RB'=Fr/2=462.76KN
⑥弯矩：
该轴对称，所以LA=LB=62mm
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MCH=RA*LAC=1372.85*62=85.11N.m
垂直面的弯矩：
MCV=RA'*LAC=499.65*62=30.97N.m
合成弯矩：
Mc=
=90.57Nm
（5）转矩：
T=Ft*d2/2=96.10N.m
（6）当量弯矩
因为是单向回转，转矩为脉动循环，取α=0.6，界面C处的当量弯矩：
Mec=[Mc^2+ɑT]
2、减速器输出轴的设计计算
1.按扭矩初算轴径
选用45＃调质，从表14-1查得：
硬度217～255HBS，бb＝650Mqa,从14-3查得：
[б﹣1]b=55Mpa。
根据课本P245（14-2）式，并查表14-2，取c＝115d≥C（P∕n）1/3＝115（10.46/285.2）1/3mm＝38.21mm考虑有键槽，将直径增大4%，则
d=38.21×（1+4%）mm=39.7mm
∴选dmin=40mm
2.轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状。
（2）初选联轴器
根据TⅡ（350.2N.m）和d1（56mm）从课程设计指导书表17-3初选联轴器为TL7弹性套柱销联轴器。
（3）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=42mm长度取L1＝82mm
∵h=2cc=1.5mm
Ⅱ段：
d2=d1+2h=42+2×2×1.5＝48mm
∴d2=48mm
初选用6210型深沟球轴承，其内径为50mm,从课程设计指导书表15-3查得B=20mm,D=90mm.
Ⅱ段长：
L2=35mm
Ⅲ段直径d3=50mm
L3＝20+17+2-1＝38mm
Ⅳ段直径d4=58mmL4＝70-2＝68mm
由手册得：
c=1.5h=2c=2×1.5＝3mm
Ⅴ段直径d5=d4+2h=58+2×3=64mm
L5=10mm
Ⅵ段直径d6=58mmL6=8mm
Ⅵ段直径d7=50mm长度L7＝20mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
L1=58mmL2=62mmL3=62mm
（4）按弯矩复合强度计算
1求分度圆直径：
已知d2=286mm
2求转矩：
已知T1=71233N·mm
3求圆周力：
Ft
根据课本P168（11-1）式得
Ft=2T1∕d2=2×71233∕286=498N
4求径向力Fr
根据课本P168（11-2）式得
Fr=Ft·tenɑ=498tan200=181.26N
5因为该轴两轴承对称，所以：
LA＝LB＝62mm
轴承支反力：
FAV＝FAV=Fr/2=181.26/2=90.63N
FAH=FBH=Ft/2=498/2=249N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MCV=FAWLAC=90.63×62=5619.06N·mm
（5）水平面弯矩
截面C在水平面上弯矩为：
NCH=FAHLAC=1373.5×62=85157N·mm
（6）合弯矩
MC=（MCV2+MCH2）1/2=（310002+851572）1/2=90624N·mm
（7）扭矩
转矩：
T＝9.55×（P2/n2）×106=362700N·mm
（8）当量弯矩
转矩产生的扭剪应为按脉循环变化，取ɑ＝0.6截面C处的当量弯矩：
Mec=[Mc2+（ɑT）2]1/2
=[906242+（0.6×362700）2]1/2=235735N·mm
（9）校核危险截面C的强度
由式（14.5）
бe＝Mec/0.1d3=235735/0.1×703
=6.87Mpa<[б-1]b=55Mpa
∴该轴强度足够。
箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上不可以看到传动零件齿和出要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解齿合情况，润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器地步设有放油孔，用于排除油污，注油前用螺塞堵住。
（3）油标用来检查右面高度，以保证有正常的油量，油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部火窥视孔盖上安装通气器，使机体内热胀气自自由逸出，达到机体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃火密封胶、连接后结合较紧，不易分开。
以便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺丝钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需做轴向调整的套环，如装上第二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，起密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b1
12
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
连接螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
10
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
定位销直径
d
14
df、f1、d2至外机壁距离
C1
26、22、18
df、f1、d2至凸缘边缘距离
C2
24,16
轴承旁凸台半径
R1
24、16
凸台高度
h
根据低速级轴承外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
L1
60,44
大齿轮顶圆与内机壁距离
Δ1
12
齿轮端面与内机壁距离
Δ2
10
机盖、机座肋厚
m1,m2
7,7
轴承端盖外径
D2
90，105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md3互不相干涉为准，一般取s≈D2
六、键联接的选择及校核计算
1、校核输出轴与齿轮2的平键拉接
轴径d2=58mmL2=68mmT=362700Nmm
查课程设计指导书P140表14-1选用A型平键键
18×11GB1096-79
键长1＝L2-b=68-18-8=42mm键高h=11mm
从课本表10-10查得：
[бp]=120Mpa
据课本P158式（10-26）得
бp=4T/dhl=4C362700/（58×11×42）
=5.4Mpa<[бp]
∴该键安全
七、滚动轴承的选择和计算
根据条件，轴承预计寿命
16×250×8＝32000小时
1、计算输出轴承
1、已知nⅡ=285.2r/min
Fa=0FAR=FBR=（FAV2+FAH2）1/2
=（5002+1373.52）1/2=1462N
试选6210型深沟球轴承
FS1＝FS2＝0
D＝50mmD=90mmB=20mm
（2）计算当量动载荷P1、P2
根据表（16-9）取fp=1.2
根据式（16-5）得
PA=fpFAR=1.2×1462=1754N
PB=fpFBR=1.2×1462=1754N
（3）计算轴承寿命Lh
∵PA=PB故P＝1754Nε＝3
根据课程设计指导书P1456210型轴承Cr=27000N
取温度系数ft=1
根据课本P279（16-3）式得
Lh=16670n（ftCr/P）ε
=16670/357.3×（1×27000/1754）3
=170178h>32000h
∴此轴承合格
八、联轴器的选择
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器或凸缘联轴器。
（2）载荷计算
计算转矩TC2=KA×TⅡ=1.3×176.67=229.67Nm，
TC1=KA×TⅡ=1.3×51.68=67.19Nm，
其中KA为工况系数，KA=1.3
（3）型号选择
根据TC2，轴径d2，轴的转速n2，查标准GB/T5014—1985，输出轴选用HL2型弹性柱销联轴器，其额定转矩[T]=315Nm,许用转速[n]=5600r/m,故符合要求。
根据TC1，轴径d1，轴的转速n1，查标准GB/T5843—1985，输入轴选用YL6型凸缘联器，其额定转矩[T]=100Nm,许用转速[n]=5200r/m,故符合要求
九、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M18×1.5
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
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
十、润滑与密封的设计
一
升级会员 