机械设计课程设计设计一级直齿圆柱齿轮减速器.docx

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机械设计课程设计设计一级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计减速器设计说明书

系别：

航空工程学院

专业：

学生姓名：

学号：

指导教师：

职称：

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V带的设计..............................................8

5.1V带的设计与计算.........................................8

5.2带轮的结构设计..........................................11

第六部分齿轮传动的设计.........................................12

第七部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................18

7.1输入轴的设计...........................................18

7.2输出轴的设计...........................................23

第八部分键联接的选择及校核计算..................................29

8.1输入轴键选择与校核......................................29

8.2输出轴键选择与校核......................................29

第九部分轴承的选择及校核计算....................................30

9.1输入轴的轴承计算与校核..................................30

9.2输出轴的轴承计算与校核...................................30

第十部分联轴器的选择...........................................31

第十一部分减速器的润滑和密封....................................33

11.1减速器的润滑...........................................32

11.2减速器的密封...........................................33

第十二部分减速器附件及箱体主要结构尺寸...........................33

设计小结.......................................................36

参考文献.......................................................36

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=2800N，V=1.5m/s，D=400mm，设计年限（寿命）：

8年，每天工作班制（8小时/班）：

2班制，每年工作天数：

300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.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

一.传动方案特点

1.组成：

传动装置由电机、V带、减速器、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：

考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。

选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。

二.计算传动装置总效率

ηa=η1η22η3η4η5=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867

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为工作装置的效率。

第三部分电动机的选择

3.1电动机的选择

已知速度v:

v=1.5m/s

工作机的功率pw:

pw=

4.2KW

电动机所需工作功率为:

pd=

4.84KW

执行机构的转速为:

71.7r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（6×24）×71.7=430.2~1720.8r/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Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/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

L×HD

A×B

D×E

F×G

132mm

515×315

216×178

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=960/71.7=13.39

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

式中i0、i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=2.8，则减速器传动比为:

i=ia/i0=13.39/2.8=4.78

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/i0=960/2.8=342.86r/min

输出轴：

nII=nI/i=342.86/4.78=71.73r/min

工作机轴：

nIII=nII=71.73r/min

（2）各轴输入功率:

输入轴：

PI=Pd×η1=4.84×0.96=4.65KW

输出轴：

PII=PI×η2⋅η3=4.65×0.99×0.97=4.47KW

工作机轴：

PIII=PII×η2⋅η4=4.47×0.99×0.99=4.38KW

则各轴的输出功率：

输入轴：

PI'=PI×0.99=4.6KW

输出轴：

PII'=PII×0.99=4.43KW

工作机轴：

PIII'=PIII×0.99=4.34KW

（3）各轴输入转矩:

输入轴：

TI=Td×i0×η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

48.15Nm

所以：

输入轴：

TI=Td×i0×η1=48.15×2.8×0.96=129.43Nm

输出轴：

TII=TI×i×η2×η3=129.43×4.78×0.99×0.97=594.11Nm

工作机轴：

TIII=TII×η2×η4=594.11×0.99×0.99=582.29Nm

输出转矩为：

输入轴：

TI'=TI×0.99=128.14Nm

输出轴：

TII'=TII×0.99=588.17Nm

工作机轴：

TIII'=TIII×0.99=576.47Nm

第五部分V带的设计

5.1V带的设计与计算

1.确定计算功率Pca

由表查得工作情况系数KA=1.1，故

Pca=KAPd=1.1×4.84kW=5.32kW

2.选择V带的带型

根据Pca、nm由图选用A型。

3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由表，取小带轮的基准直径dd1=112mm。

2）验算带速v。

按课本公式验算带的速度

5.63m/s

因为5m/s

3）计算大带轮的基准直径。

根据课本公式，计算大带轮的基准直径

dd2=i0dd1=2.8×112=313.6mm

根据课本查表，取标准值为dd2=315mm。

4.确定V带的中心距a和基准长度Ld

1）根据课本公式，初定中心距a0=500mm。

2）由课本公式计算带所需的基准长度

Ld0≈

≈1691mm

由表选带的基准长度Ld=1600mm。

3）按课本公式计算实际中心距a0。

a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1691）/2mm≈454mm

按课本公式，中心距变化范围为430~502mm。

5.验算小带轮上的包角α1

α1≈180°-（dd2-dd1）×57.3°/a

=180°-（315-112）×57.3°/454≈154.4°>120°

6.计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr。

由dd1=112mm和nm=960r/min，查表得P0=1.96kW。

根据nm=960r/min，i0=2.8和A型带，查表得∆P0=0.12kW。

查表得Kα=0.93，查表得KL=0.99，于是

Pr=（P0+∆P0）KαKL=（1.96+0.12）×0.93×0.99kW=1.92kW

2）计算V带的根数z

z=Pca/Pr=5.32/1.92=2.77

取3根。

7.计算单根V带的初拉力F0

由表查得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以

F0=

=269.2N

8.计算压轴力FP

FP=2zF0sin（α1/2）=2×3×269.2×sin（154.4/2）=1574.82N

9.主要设计结论

带型

A型

根数

3根

小带轮基准直径dd1

112mm

大带轮基准直径dd2

315mm

V带中心距a

454mm

带基准长度Ld

1600mm

小带轮包角α1

154.4°

带速

5.63m/s

单根V带初拉力F0

269.2N

压轴力Fp

1574.82N

5.2带轮结构设计

1.小带轮的结构设计

1）小带轮的结构图

2）小带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

电动机轴直径D

D=38mm

38mm

分度圆直径dd1

112mm

dd1+2ha

112+2×2.75

117.5mm

（1.8~2）d

（1.8~2）×38

76mm

（z-1）×e+2×f

（3-1）×15+2×9

48mm

（1.5~2）d

（1.5~2）×38

76mm

2.大带轮的结构设计

1）大带轮的结构图

2）大带轮主要尺寸计算

代号名称

计算公式

代入数据

尺寸取值

内孔直径d

输入轴最小直径

D=28mm

28mm

分度圆直径dd1

315mm

dd1+2ha

315+2×2.75

320.5mm

（1.8~2）d

（1.8~2）×28

56mm

（z-1）×e+2×f

（3-1）×15+2×9

48mm

（1.5~2）d

（1.5~2）×28

56mm

第六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=23，大齿轮齿数z2=23×4.78=109.94，取z2=111。

（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=129.43N/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[23×cos20°/（23+2×1）]=30.181°

αa2=arccos[z2cosα/（z2+2ha*）]=arccos[111×cos20°/（111+2×1）]=22.625°

端面重合度：

εα=[z1（tanαa1-tanα）+z2（tanαa2-tanα）]/2π

=[23×（tan30.181°-tan20°）+111×（tan22.625°-tan20°）]/2π=1.729

重合度系数：

Zε=

=0.87

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=60×342.86×1×8×300×2×8=7.9×108

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=7.9×108/4.78=1.65×108

查取接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.89、KHN2=0.92。

取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=534MPa

[σH]2=

=506MPa

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=506MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

=69.337mm

（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

=1.24m/s

②齿宽b

=69.337mm

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=1.24m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.08。

③齿轮的圆周力

Ft1=2T1/d1t=2×1000×129.43/69.337=3733.36N

KAFt1/b=1×3733.36/69.337=53.84N/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=1.46。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.46=1.892

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

d1=

=69.337×

=73.322mm

及相应的齿轮模数

mn=d1/z1=73.322/23=3.188mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

d1=z1m=23×3=69mm

d2=z2m=111×3=333mm

（2）计算中心距

a=（d1+d2）/2=（69+333）/2=201mm

（3）计算齿轮宽度

b=φdd1=1×69=69mm

取b2=69、b1=74。

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+0.75/1.729=0.684

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFa1=2.66YFa2=2.17

YSa1=1.59YSa2=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=1.46，结合b/h=10.22查图得KFβ=1.43

则载荷系数为

KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.2×1.43=1.853

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=0.88

取安全系数S=1.4，得

[σF]1=

=303.57MPa

[σF]2=

=238.86MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

σF1=

=97.153MPa≤[σF]1

σF2=

=91.22MPa≤[σF]2

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数z1=23、z2=111，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=201mm，齿宽b1=74mm、b2=69mm。

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

3mm

齿数z

111

齿宽b

74mm

69mm

分度圆直径d

69mm

333mm

齿顶高系数ha

1.0

顶隙系数c

0.25

齿顶高ha

m×ha

3mm

齿根高hf

m×（ha+c）

3.75mm

全齿高h

ha+hf

6.75mm

齿顶圆直径da

d+2×ha

75mm

339mm

齿根圆直径df

d-2×hf

61.5mm

325.5mm

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=4.65KWn1=342.86r/minT1=129.43Nm

2.求作用在齿轮上的力

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=69mm

则:

Ft=

=3751.6N

Fr=Ft×tanα=3751.6×tan20°=1364.7N

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×

=26.7mm

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5%，故选取:

d12=28mm

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）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23=33mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=38mm。

大带轮宽度B=48mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12=46mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据d23=33mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×T=35×72×17mm，故d34=d78=35mm，取挡油环的宽度为15，则l34=l78=17+15=32mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。

由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。

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=74mm，d56=d1=69mm

4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，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-15=16+8-15=9mm

l67=Δ+s-15=16+8-15=9mm

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6207深沟球轴承查手册得T=17mm

带轮中点距左支点距离L1=48/2+50+17/2=82.5mm

齿宽中点距左支点距离L2=74/2+32+9-17/2=69.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=74/2+9+32-17/2=69.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=1875.8N

FNH2=

=1875.8N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=-1827.2N

FNV2=

=1617N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=1875.8×69.5Nmm=130368Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FpL1=1574.82×82.5Nmm=129923Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-1827.2×69.5Nmm=-126990Nmm

MV2=FNV2L3=1617×69.5Nmm=112382Nmm

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=

=181995Nmm

M2=

=172121Nmm

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

=6MPa≤[σ-1]=60MPa

故设计的轴有足够的

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