一级直齿输入联轴器输出链轮.docx
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一级直齿输入联轴器输出链轮
机械设计减速器设计说明书
系别：
专业：
学生姓名：
学号：
指导教师：
职称：
目录
第一部分设计任务书..............................................4
第二部分传动装置总体设计方案.....................................5
第三部分电动机的选择............................................5
3.1电动机的选择............................................5
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比........................6
第四部分计算传动装置的运动和动力参数............................7
第五部分齿轮传动的设计.........................................8
第六部分链传动和链轮的设计.....................................14
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................15
7.1输入轴的设计...........................................16
7.2输出轴的设计...........................................20
第八部分键联接的选择及校核计算..................................25
8.1输入轴键选择与校核......................................26
8.2输出轴键选择与校核......................................26
第九部分轴承的选择及校核计算....................................26
9.1输入轴的轴承计算与校核..................................27
9.2输出轴的轴承计算与校核...................................27
第十部分联轴器的选择...........................................28
第十一部分减速器的润滑和密封....................................29
11.1减速器的润滑...........................................29
11.2减速器的密封...........................................30
第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................30
设计小结.......................................................32
参考文献.......................................................33
第一部分设计任务书
一、初始数据
设计一级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=3000N，V=1.2m/s，D=200mm，设计年限（寿命）：
8年，每天工作班制（9小时/班）：
1班制，每年工作天数：
240天，三相交流电源,电压380/220V。
二.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.齿轮传动的设计
6.链传动和链轮的设计
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
一.传动方案特点
1.组成：
传动装置由电机、减速器、链轮、工作机组成。
2.特点：
齿轮相对于轴承对称分布。
3.确定传动方案：
根据任务书要求，将链传动设置在低速级。
选择传动方案为电动机-一级直齿圆柱齿轮减速器-链传动-工作机。
二.计算传动装置总效率
ηa=η1η22η3η4η5=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.858
η1为联轴器的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮传动的效率,η4为链传动的效率,η5为工作机的效率。
第三部分电动机的选择
3.1电动机的选择
圆周速度v:
v=1.2m/s
工作机的功率pw:
pw=
3.6KW
电动机所需工作功率为:
pd=
4.2KW
执行机构的转速为:
n=
114.6r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，链传动的传动比i1=2~10，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~30，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（6-60）×114.6=687.6~6876r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链轮、减速器的传动比，选定型号为Y132S-4的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=1440r/min，同步转速1500r/min。
电动机主要外形尺寸：
中心高
外形尺寸
地脚螺栓安装尺寸
地脚螺栓孔直径
电动机轴伸出段尺寸
键尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
475×315
216×140
12mm
38×80
10×33
3.2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=1440/114.6=12.57
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0、i分别为链传动和减速器的传动比。
为使链轮外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:
i=ia/i0=12.57/3=4.19
第四部分计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴转速:
输入轴：
nI=nm=1440r/min
输出轴：
nII=nI/i=1440/4.19=343.68r/min
小链轮轴：
nIII=nII=343.68r/min
（2）各轴输入功率:
输入轴：
PI=Pd×η1=4.2×0.99=4.16KW
输出轴：
PII=PI×η2⋅η3=4.16×0.99×0.97=3.99KW
小链轮轴：
PIII=PII×η2=3.99×0.99=3.95KW
则各轴的输出功率：
输入轴：
PI'=PI×0.99=4.12KW
输出轴：
PII'=PII×0.99=3.95KW
小链轮轴：
PIII'=PII'=3.95KW
（3）各轴输入转矩:
输入轴：
TI=Td×η1
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
27.85Nm
所以：
输入轴：
TI=Td×η1=27.85×0.99=27.57Nm
输出轴：
TII=TI×i×η2×η3=27.57×4.19×0.99×0.97=110.93Nm
小链轮轴：
TIII=TII×η2=110.93×0.99=109.82Nm
输出转矩为：
输入轴：
TI'=TI×0.99=27.29Nm
输出轴：
TII'=TII×0.99=109.82Nm
小链轮轴：
TIII'=TII'=109.82Nm
第五部分齿轮传动的设计
1.选精度等级、材料及齿数
（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。
（2）一般工作机器，选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=26×4.19=108.94，取z2=109。
（4）压力角α=20°。
2.按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
1）确定公式中的各参数值。
①试选载荷系数KHt=1.6。
②计算小齿轮传递的转矩
T1=27.57N/m
③选取齿宽系数φd=1。
④由图查取区域系数ZH=2.5。
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。
⑥计算接触疲劳强度用重合度系数Zε。
端面压力角：
αa1=arccos[z1cosα/（z1+2ha*）]=arccos[26×cos20°/（26+2×1）]=29.249°
αa2=arccos[z2cosα/（z2+2ha*）]=arccos[109×cos20°/（109+2×1）]=22.67°
端面重合度：
εα=[z1（tanαa1-tanα）+z2（tanαa2-tanα）]/2π
=[26×（tan29.249°-tan20°）+109×（tan22.67°-tan20°）]/2π=1.743
重合度系数：
Zε=
=
=0.867
⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为σHlim1=600MPa、σHlim2=550MPa。
计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：
N1=60nkth=60×1440×1×8×240×1×8=1.33×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=1.33×109/4.19=3.17×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.88、KHN2=0.9。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=528MPa
[σH]2=
=
=495MPa
取[σH]1和[σH]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=[σH]2=495MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
=
=42.262mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
①圆周速度v
v=
=
=3.18m/s
②齿宽b
b=
=
=42.262mm
2）计算实际载荷系数KH
①由表查得使用系数KA=1。
②根据v=3.18m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.14。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×1000×27.57/42.262=1304.718N
KAFt1/b=1×1304.718/42.262=30.87N/mm<100N/mm
查表得齿间载荷分配系数KHα=1.2。
④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.451。
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.14×1.2×1.451=1.985
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=42.262×
=45.411mm
及相应的齿轮模数
mn=d1/z1=45.411/26=1.747mm
模数取为标准值m=2mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=26×2=52mm
d2=z2m=109×2=218mm
（2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（52+218）/2=135mm
（3）计算齿轮宽度
b=φdd1=1×52=52mm
取b2=52、b1=57。
4.校核齿根弯曲疲劳强度
（1）齿根弯曲疲劳强度条件
σF=
≤[σF]
1）确定公式中各参数值
①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Yε
Yε=0.25+0.75/εα=0.25+0.75/1.743=0.68
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.58YFa2=2.17
YSa1=1.61YSa2=1.83
③计算实际载荷系数KF
由表查得齿间载荷分配系数KFα=1.2
根据KHβ=1.451，结合b/h=11.56查图得KFβ=1.421
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.14×1.2×1.421=1.944
④计算齿根弯曲疲劳许用应力[σF]
查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa。
由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.86
取安全系数S=1.4，得
[σF]1=
=
=303.57MPa
[σF]2=
=
=233.43MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=
=
=55.986MPa≤[σF]1
σF2=
=
=53.524MPa≤[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z1=26、z2=109，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=135mm，齿宽b1=57mm、b2=52mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
高速级小齿轮
高速级大齿轮
模数m
2mm
2mm
齿数z
26
109
齿宽b
57mm
52mm
分度圆直径d
52mm
218mm
齿顶高系数ha
1.0
1.0
顶隙系数c
0.25
0.25
齿顶高ha
m×ha
2mm
2mm
齿根高hf
m×（ha+c）
2.5mm
2.5mm
全齿高h
ha+hf
4.5mm
4.5mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
56mm
222mm
齿根圆直径df
d-2×hf
47mm
213mm
第六部分链传动和链轮的设计
1.选择链轮齿数
取小链轮齿轮z1=，大链轮的齿数为z2=iz1=3×21=63≈63。
2.确定计算功率
由表查得工况系数KA=1，由图查得主动链轮齿数系数KZ=1.22，单排链，则计算功率为
Pca=KAKZP=1×1.22×3.95=4.82Kw
3.选择链条型号和节距
根据Pca=4.82Kw，n3=343.68r/min，查图可选12A。
查表链条节距为p=19.05mm。
4.计算链节数和中心距
初选中心距
a0=（30~50）p=（30~50）×19.05=571.5~952.5mm。
取a0=800mm
。
相应的链长节数为
Lp0=
=
=127.05
取链长节数Lp=127。
查表，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24685，则链传动的最大中心距为
amax=f1p[2Lp-（z1+z2）]=0.24685×19.05×[2×127-（21+63）]=799mm
5.计算链速v，确定润滑方式
v=n3z1p/（60×1000）=343.68×21×19.05/（60×1000）=2.29m/s
由v=2.29m/s和链号12A，查图可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
6.计算压轴力Fp
有效圆周力为：
Fe=1000P/v=1000×3.95/2.29=1725N
链轮水平布置时的压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为：
Fp≈KFpFe=1.15×1725=3500N
7.主要设计结论
链条型号12A；链轮齿数z1=21，z2=63；链节数Lp=127，中心距a=800mm。
第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计
7.1输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=4.16KWn1=1440r/minT1=27.57Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知小齿轮的分度圆直径为:
d1=52mm
则:
Ft=
=
=1060.4N
Fr=Ft×tanα=1060.4×tan20°=385.7N
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，调质处理，根据表，取A0=112，得：
dmin=A0×
=112×
=16mm
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT1，查表，考虑转矩变化很小，故取KA=1.3，则:
Tca=KAT1=1.3×27.57=35.8Nm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T4323-2002或手册，选用LT4型联轴器。
半联轴器的孔径为20mm故取d12=20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=25mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L=38mm，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些，现取l12=36mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=25mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×T=30×62×16mm，故d34=d78=30mm，而l34=l78=16mm。
轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d45=d67=36mm。
3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。
所以l56=B=57mm，d56=d1=52mm
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取齿轮距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，则
l45=Δ+s=16+8=24mm
l67=Δ+s=24mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
6.轴的受力分析和校核
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm
联轴器中点距左支点距离L1=38/2+50+16/2=77mm
齿宽中点距左支点距离L2=57/2+16+24-16=60.5mm
齿宽中点距右支点距离L3=57/2+24+16-16/2=60.5mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1=
=
=530.2N
FNH2=
=
=530.2N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1=
=
=192.8N
FNV2=
=
=192.8N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH=FNH1L2=530.2×60.5Nmm=32077Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1=FNV1L2=192.8×60.5Nmm=11664Nmm
MV2=FNV2L3=192.8×60.5Nmm=11664Nmm
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=
=34132Nmm
M2=
=34132Nmm
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
=2.7MPa≤[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：
7.2输出轴的设计
1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2
P2=3.99KWn2=343.68r/minT2=110.93Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知大齿轮的分度圆直径为:
d2=218mm
则:
Ft=
=
=1017.7N
Fr=Ft×tanα=1017.7×tan20°=370.2N
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，调质处理，根据表，取:
A0=112，于是得
dmin=A0×
=112×
=25.4mm
输出轴的最小直径是安装小链轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%，故选取:
d12=27mm
4.轴的结构设计图
5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足小链轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23=32mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=37mm，现取l12=40mm。
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d23=32mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35mm×72mm×17mm，故d34=d67=35mm；而l67=17mm
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。
由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d56=42mm。
3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45=40mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知大齿轮轮毂的宽度为B=52mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=50mm。
4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23=50mm。
5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离Δ=16mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=17mm，则
l34=T+s+Δ+2.5+2=17+8+16+2.5+2=45.5mm
l56=s+Δ+2.5=8+16+2.5=26.5mm
至此，
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