材控专业毕业论文一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书Word文件下载.docx
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5、键联接的选择及其校核计算………………………………………19
6、联轴器的扭矩校核…………………………………………………20
7、减速器基本结构的设计与选择……………………………………21
三箱体尺寸及附件的设计
1、箱体的尺寸设计……………………………………………………23
2、附件的设计…………………………………………………………25
四参考文献………………………………………………………27
五主要设计一览表…………………………………………………29
设计内容：
一、传动装置的总体设计
1、确定传动方案
本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为一级闭式齿轮和链传动，其传动装置见下图。
2、选择电动机
（1）选择电动机的类型
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。
（2）选择电动机的额定功率
1带式输送机的性能参数：
输送带工作拉力FN
输送带工作速度vm·
s-1
卷筒直径Dmm
表一
工作机所需功率为：
2从电动机到工作机的传动总效率为：
其中、、、、分别为链传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和工作机的效率，查取《机械设计》：
的选取：
因为是开式链传动
查表得=0.90~0.93这里取=0.92
选用圆柱直齿齿轮8级精度（稀油润滑）
查表得=0.97
选取深沟球轴承。
查表得=0.99
考虑到轴的转速较高，转矩也不太大，启动频繁，电动机与减速器两轴间一般有一定的相对位移，所以选用弹性套柱销式联轴器。
查表得=0.99~0.995这里取=0.99
故=0.823
3电动机所需功率为
5.784
又因为电动机的额定功率
查《机械设计》，选取电动机的额定功率为7.5kW，满足电动机的额定功率。
（3）确定电动机的转速
传动滚筒轴工作转速：
查《机械设计》，链传动常用传动比为i1=2~3.5，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=3~4（8级精度）。
根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、…in之间的关系是i=i1i2…in，可知总传动比合理范围为i=6~14。
又因为，
故电动机的转速可选择范围相应为
符合这一范围的同步转速有750rmin、1000rmin两种。
这里选取同步转速为1000rmin的电机。
（4）确定电动机的型号
查《机械设计》，选取电机型号为Y160M-6,得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸（mm），见以下两表：
电动机的技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
同步转速
（rmin）
满载转速
Y160M-6
7.5
1000
970
2.0
表三
电动机的安装及有关尺寸（mm）
中心高
H（mm）
轴伸尺寸
D×
E
键公称尺寸
F×
GD
160
42×
110
12×
8
表四
3、传动装置的总传动比的计算和分配
（1）理论总传动比
（2）分配各级传动比
各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。
根据链传动的传动比范围i1=2~3.5，初选i1＝3.36，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为4，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3~4（8级精度），且符合了在设计链传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使链传动比小于齿轮传动比，即i带<
i齿。
4、计算传动装置的运动和动力参数
（1）计算各轴输入功率
10轴（电动机轴）的输出功率为：
②1轴（减速器高速轴）的输入功率：
从0轴到1轴，经过一个联轴器，所以：
32轴（减速器低速轴）的输入功率：
从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动，所以：
43轴（滚筒轴）的输入功率：
从2轴到3轴，经过链传动和一对轴承，，所以：
（2）计算各轴转速
10轴（电动机轴）的转速：
21轴（减速器高速轴）的转速：
32轴（减速器低速轴）的转速：
43轴（滚筒轴）的转速：
（3）计算各轴转矩
1）0轴（电动机轴）的转矩：
2）1轴（减速器高速轴）的转矩：
3）2轴（减速器低速轴）的转矩：
4）3轴（滚筒轴）的转矩：
把上述计算结果列于下表：
参数
轴名
输入功率（kW）
转速（rmin）
输入转矩
（N.m）
传动比
传动效率
轴0（电动机轴）
5.78
56.95
0.99
轴1（高速轴）
5.73
56.41
0.9603
轴2（低速轴）
5.48
242.5
215.81
3.36
0.9108
轴3（滚筒轴）
4.99
72.17
660.31
表五
二、传动零件的设计
1、箱外传动件设计（链设计）
（1）选择链轮齿数和
查《机械基础》表12－4，设v=0.6~3ms选取=15则
取整=51链的实际传动比为=3.4
（2）计算链节数Lp初定中心距=40p则有
=113.82
取整并取偶数Lp=114
（3）计算额定功率
由《机械基础》表12－5查得，=1.0
由表12—7查得=1.0
由于在工作时可能出现链板疲劳破坏，链工作在图12—13所示曲线的左侧，按照表12—6中的公式算的当=15时=0.77
所以=7.07kw
（4）选取链的节距P
小链轮的转速
由《机械基础》图12-13选取链型号为16A,得链节距P=25.40mm。
（5）确定实际中心距a`
由《机械基础》式12-14得计算中心距为
=1018.29mm
中心距可调，实际中心距a`=a-Δa
Δa=（0.002~0.004）a取Δa=0。
004a=4.07mm
实际中心距a`=a-Δa=1018.29-4.07=1014.22mm
取实际中心距a`=1015mm
（6）验算链速
由公式=1.54ms
与原假设符合
（7）选择润滑方式
按p=25.40mmv=1.54ms查《机械基础》图12-14得：
该链传动用滴油润滑。
（8）求作用在轴上的载荷
（9）链轮的主要尺寸
2、减速器内传动件的设计（齿轮传动设计）
（1）选择齿轮材料、热处理方法及精度等级
①齿轮材料、热处理方法及齿面硬度
考虑到是普通减速器，故采用软齿面齿轮传动，参照《机械设计学基础》表13-1，选小齿轮材料为40Cr调质，硬度为250HWB,大齿轮材料为42SiMn调质，硬度为220HBW，（两者硬度差为30HBW）。
②精度等级初选
减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据《机械设计学基础》，初选8级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计齿轮
由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：
1确定载荷系数K
因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查《机械设计学基础》，得K的范围为1.4~1.6，取K＝1.5。
2小齿轮的转矩
3许用接触疲劳许用应力
ⅰ）接触疲劳极限应力
由《机械设计学基础》图13－12中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得极限应力为
=670MPa，=620MPa
ⅱ）接触疲劳寿命系数ZN
应力循环次数公式为N=60njth
工作寿命每年按300天，每天工作16小时，故
th=（300×
10×
16）=48000h
N1=60×
466.798×
1×
48000=3.399×
109
查《机械设计学基础》图13－13，且允许齿轮表面有一定的点蚀
ZN1=0.89ZN2=0.92
ⅲ）接触疲劳强度的最小安全系数SHmin
查《机械设计学基础》按一般可靠度要求，得SHmin＝1
ⅳ）计算接触疲劳许用应力。
将以上各数值代入许用接触应力计算公式得
ⅴ）齿数比
因为Z2=iZ1，所以
ⅶ）齿宽系数
由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查《机械基础》表13－7，得到齿宽系数的范围为0.8～1.1。
取。
ⅵ）计算小齿轮直径d1
由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得
对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1在20～40之间选取。
先取z1分别得25、28、29三种方案，有下表
方案
Z1
Z2
取标准模数
实际
d1
实际传动比
1
25
100
2.12
2.5
62.5
4
2
28
112
1.894
56
3
32
128
1.658
64
比较的选取方案2，方案1和方案3均无必要的增大了d1,这将导致齿轮的结构尺寸增大。
④圆周速度v
查《机械设计学基础》表13－2，v1>
2ms，该齿轮传动选用8级精度。
（3）主要参数选择和几何尺寸计算
1齿数
z1＝28，则z2＝iz1＝112
2模数m
m=2mm
3分度圆直径d
4中心距a
5齿轮宽度b
大齿轮宽度
小齿轮宽度
6其他几何尺寸的计算（，）
齿顶高由于正常齿轮，
所以
齿根高由于正常齿
全齿高
齿顶圆直径
齿根圆直径
（4）齿根校核
齿根弯曲疲劳强度的校核公式为
1齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据Z1、Z2,查《机械设计学基础》表13－4，得YFa1＝2.55，YSa1＝1.61
YFa2=2.17YSa2=1.80
2弯曲疲劳许用应力计算
ⅰ）弯曲疲劳极限应力
根据大小齿轮的材料、热处理方式和硬度，由《机械设计学基础》图13－14c的MQ取值线查得
，
ⅱ）弯曲疲劳寿命系数YN
查《机械设计学基础》图13－15得，
YN1=0.82,YN2=0.88
ⅲ）弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin
本传动要求一般的可靠性，查《机械设计学基础》1表13－6，取SFmin＝1.25。
ⅳ）弯曲疲劳许用应力
将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得
ⅴ）齿根弯曲疲劳强度校核
因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。
3、轴的设计
此传送装置一共需要三个轴：
高速轴（1轴）、低速轴（2轴）、工作轴（3轴）
轴颈直径的估算：
选用45号钢，正火处理，估计直径d≤100mm，查表的
σb=600Mpac=118则有
因为各轴上都有键，所以为保证有足够的强度，直径要增大5%，所以d1=32mmd2=36mmd3=50mm
（1）低速轴的设计
①轴的结构设计
初定各轴段直径
位置
轴直径
mm
说明
链轮处
36
按传递转矩估算得基本直径
油封处
42
为满足链轮的轴向固定要求而设一轴肩，轴肩高度a=（0.07-0.1）d=2.52-3.6mm,取a=3
轴承处
45
选用深沟球轴承，为方便轴承从右端拆除，轴承内径应稍大于油封处轴颈，并符合滚动轴承标准内径，故取轴颈为45mm,初定轴承型号为6409，两端相同
齿轮处
48
考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应稍大于轴承处直径，并为标准直径
轴环处
齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴颈d=48mm，轴环高度h=（0.07-0.1）d=3.36-4.8mm，取h=4mm
左端轴承处
52
为方便轴承拆卸，轴肩高度不能过高，按6409型轴承的安装尺寸，取轴肩高度为3.5mm
确定各轴段长度（由右至左）
位置
轴段长度mm
58
求的链轮轮毂宽度为60mm，为保证轴承挡圈能压紧链轮，此轴段长度应略小于链轮轮毂的宽度，取58mm
45
此轴段包括两个部分：
为方便轴承盖的拆卸，轴承盖外端面至链轮左端面的间距为16.4mm；
有减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖右端面与轴承盖外端面的间距为28.6mm，故该轴段长为16.4+28.6=45mm
54
已知轮毂宽为56mm，为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长应略小于齿轮轮毂的宽度，取54mm
右端轴承处（含套筒）
53
此轴段包括四个部分：
轴承内圈宽度为29mm，考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与箱体内壁的间距取为8mm，箱体内壁与齿轮右端面的间距取为14mm，齿轮对称布置，齿轮左右两端上述两值取同值，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm，故该轴段长度为53mm
10
轴环宽度b=1.4a=5.6mm，取b=10mm
左端轴承轴肩处
12
轴承右端面至齿轮左端面的距离与轴环宽度之差，即14+8-10=12mm
29
等于6409型轴承的内圈宽度
全轴长
261
29+12+10+54+53+45+58=261mm
传动零件的周向固定齿轮及链轮处均采用A型普通键，齿轮处为：
键GBT1096键14×
9×
45；
链轮处GBT1096键10×
8×
50
其他尺寸为方便加工，并参照6409型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm,轴段倒角为C2。
（2）轴的受力分析
已知轴传递的转矩
求轴上的作用力
齿轮上的切向力
齿轮上的径向力
N
链轮作用在轴上的力
确定轴的跨距左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为
562+14+8+292=64.5mm
链轮力作用点与右端轴承支反力作用点的间距为292+45+602=89.5mm
（3）按当量弯矩校核轴的强度
做轴的空间受力简图
a）
29121054534558
FAHFT2FBHFQH
b）Fr2
FAVFBVFQV
FAHFr2FQH
c）FBH
MH
Ft2FQV
FAVFBV
d）
MV
T
e）
由图可知B点的弯矩最大，合弯矩最大，所以只需校核B点。
作水平面受力图及弯矩图MH（图c）
作垂直面受力图及弯矩MV图（图d）
④合成弯矩M
⑤作转矩T图（图e）
T=215810N.mm
⑥按当量弯矩校核轴的强度，由图知，截面B的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，故应与校核。
截面B的当量弯矩为
N.mm
查《机械基础》表15－5得，对于45号钢，σb=600Mpa,其中[σ-b]=55Mpa，按式15-3得
<
[σ-b]=55Mpa
故轴的强度足够。
（2）高速轴的设计
①选择轴的材料和热处理
选用45号钢，正火处理
②初步计算轴的直径
估计直径d≤100mm，查表得
考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则
3轴的结构设计
根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合低速轴的结构，初步确定低速轴的结构。
设有5个轴段。
1段：
此段装联轴器。
装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据《机械基础》，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为32mm，轴孔长度为82mm。
根据联轴器的轴孔长度，又由《机械基础》得，取轴伸段（即Ⅰ段）长度L1＝80mm。
2段：
查《机械设计》，取轴肩高度h为3mm，则d2=d1+2h=32+2×
3=38mm
此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。
计算的轴承端盖的厚度为9.6mm，轴承端盖和轴承座之间有1mm的垫片，且它们之间的连接螺钉直径为8mm，螺钉头厚度为5.3mm，轴承座宽度为56mm，轴承内侧面与内壁的距离为8mm，轴承宽度为15mm，则此段长度为L2=33+9.6+1+5.3+10.1=59mm
3段：
取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=38+2×
1=40mm。
此段装轴承与挡油板。
选用深沟球轴承。
查机械设计，此处选用的轴承代号为6008，其内径为40mm，宽度为15mm。
此段长度为L3=8+15+2=25mm
4段：
此段装齿轮，取轴肩高度h为2.5mm，则d4=d3+2h=mm。
由于齿根圆直径与轴径相差不大，齿根圆的直径为46mm，与此轴段直径之差小于2.5m，所以设计为齿轮轴。
因为小齿轮的宽度为64mm，则L4=64+8+8=80mm
5段：
此轴段与3段对称，所以d5=40mm，L5=8+15+2=25mm
（3）确定滚动轴承的润滑和密封
由于轴承周向速度为2.84ms>
2ms，宜用油润滑。
在靠近小圆柱齿轮的内侧设置挡油板，以防止由于润滑油冲击轴承而使轴承的阻力增加并发热。
滚动轴承外侧的密封采用凸缘式轴承盖和毡圈来密封。
（4）输油沟
由于轴承采用油润滑，因此在箱座凸缘的上表面开设输油沟，以使由于零件旋转而溅到箱体内壁的润滑油，可经输油沟流入轴承来实现润滑。
（5）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置
因为轴承采用油润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为8mm
（6）确定轴承座孔的宽度L
，为箱座壁厚，，为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械设计得，取＝8mm，C1＝22mm，C2＝20mm，L＝8+22+20+6＝56mm。
（7）确定轴的轴向尺寸
高速轴（单位：
mm）：
各轴段直径
D1
D2
D3
D4
D5
D6
D7
36
42
48
56
52
各轴段长度
L1
L2
L3
L4
L5
L6
L7
58
53
54
12
29
低速轴（单位：
32
38
40
80
59
25
4、滚动轴承的选择与校核计算
根据《机械设计》推荐的轴承寿命最好与减速器寿命相同，取10年，一年按300天计算，T=125>
Tc
许用转矩[n]=4600>
n,合适
电动机半联轴器用Y型轴孔，轴孔直径为d1=42mm轴孔长L=112mm；
减速器轴端半联轴器用J1型轴孔，轴孔直径d2=42mm，轴孔长L=82mm.联轴器的标记为
7、减速器基本结构的设计与选择
（1）滚动轴承的拆卸
安装时，用手锤敲击装配套筒安装；
为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。
（2）轴承盖的选择与尺寸计算
①轴承盖的选择：
选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT200制造，用螺钉固定在箱体上。
其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。
②尺寸计算
Ⅰ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算
A、高速轴：
选用的轴承是6008深沟型球轴承，其外径D＝68mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。
查《机械设计》计算公式可得：
螺钉直径d3＝8，螺钉数n＝6
B、低速轴：
选用的轴承是6409型深沟型球轴承，其外径D＝120mm。
尺寸为：
螺钉直径8，螺钉数6
Ⅱ）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：
高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。
（3）润滑与密封
①齿轮的润滑
采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。
②滚动轴承的润滑
2ms，所以选用油润滑。
③润滑油的选择
齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用L-AN全损耗系统用油，牌号22。
④密封方法的选取
箱内密封采用挡油盘。
箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；
此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。
三、箱体尺寸及附件的设计
1、箱体尺寸
采用HT200铸造而成，其主要结构和尺寸如下：
中心距a=140mm，
总长度L：
456mm
总宽度B：
386mm
总高度H：
299mm
箱座壁厚：
，未满足要求，直接取8mm
箱盖壁厚：
，未满足要求，直接取8mm
箱座凸缘厚度b：
=1.5*8=12mm
箱盖凸缘厚度b1：
=1.5*8=12mm
箱座底凸缘厚度b2：
=2.5*8=20mm
箱座肋厚m：
=0.85*8=8mm
扳手空间：
C1＝22mm，C2＝20mm
轴承座端面外径D2：
高速轴上的轴承：
D高=108mm
低速轴上的轴承：
D低=160mm
轴承旁凸台半径R1：
箱体内壁至轴承座端面距离：
=22+20+8+6=56mm
地脚螺钉直径：
取=20mm
地脚螺钉数量n：
因为a=140mm<
250mm，
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