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一级直齿圆柱齿轮减速器

机械设计（论文）说明书

题目：

一级直齿圆柱齿轮减速器

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

第六部分链传动的设计----------------------------------8

第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17

第八部分键连接的选择及校核计算-----------------------20

第九部分减速器及其附件的设计-------------------------22

第十部分润滑与密封----------------------------------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直齿圆柱齿轮减速器.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10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.设计链传动和链轮

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：

齿轮相对于轴承对称分布，要求轴的刚度不大。

3.确定传动方案：

考虑到电机转速高，传动功率大，将链传动和链轮设置在低速级。

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。

选择链传动的一级圆柱直齿轮减速器。

计算传动装置的总效率a:

a=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.86

1为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为链传动的效率,5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

皮带速度v:

v=1.8m/s

工作机的功率pw:

pw=

3.96KW

电动机所需工作功率为:

pd=

4.6KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

114.6r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，，一级圆柱直齿轮减速器传动比i1=3~6，链传动的传动比i2=2~5，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=（6×30）×114.6=687.6~3438r/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。

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=12.6

（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传动的传动比。

为使链传动的外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，，则减速器传动比为:

i=ia/i0=12.6/3=4.2

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=1440=1440r/min

nII=nI/i=1440/4.2=342.9r/min

nIII=nII/i2=342.9/3=114.3r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×=4.6×0.99=4.55KW

PII=PI×=4.55×0.99×0.97=4.37KW

PIII=PII×=4.37×0.99×0.95=4.11KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.99=4.5KW

PII'=PII×0.99=4.33KW

PIII'=PIII×0.99=4.07KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×i0×

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

30.5Nm

所以：

TI=Td×=30.5×0.99=30.2Nm

TII=TI×i×=30.2×4.2×0.99×0.97=121.8Nm

TIII=TII×i2×=121.8×3×0.99×0.95=343.7Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.99=29.9Nm

TII'=TII×0.99=120.6Nm

TIII'=TIII×0.99=340.3Nm

第五部分链传动和链轮的设计

1选择链轮齿数z1，z2

假设链速v=0.6~3m/s，查表7.6得z1≥17，故选取：

z1=25；大链轮齿数：

z2=i2×z1=3×25=75，取z2=75

2确定计算功率Pca

查表7-7得KA=1，则：

Pca=KA×PII'=1×4.33=4.33

3确定链节数Lp'

初选中心距a0=40p，则链节数为：

Lp'=

=

取：

Lp=132

4确定链节距p

由式（7-15），链传动的功率为：

由图7-11，按小链轮转速估计，链工作在功率曲线的左侧，查表7-8得：

KZ=

=

KL=

=

选取单排链，查表7-9，KP=1

P0≥

由P0=2.41KW和小链轮的转速n2=342.9r/min查图7-11选取链号为08A，再由表7-1查得链节距p=12.7mm。

由点（n1，P0）在功率曲线的左侧，与所选系数KZ、KL一致。

5确定中心距

a=

=510.69mm

中心距减少量

Δa=（0.001~0.002）a=（0.002~0.004）×510.69=1.02~2.04mm

实际中心距

a'=a-Δa=510.69-（1.02~2.04）=509.67~508.65mm

取a'=510mm

6验算链速V

v=

=1.8m/s

7计算作用于轴上的压轴力

Fe=

=

=2406N

Fp≈1.2Fe=1.2×2406=2887N

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，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。

材料：

高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

高速级大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：

200HBS。

取小齿齿数：

Z1=20，则：

Z2=i12×Z1=4.2×20=84取：

Z2=84

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=1.2

2）T1=30.2Nm

3）选取齿宽系数d=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=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

Hlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

Hlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×1440×1×10×300×2×8=4.15×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=4.15×109/4.2=9.87×108

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.85,KHN2=0.89

9）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[H]1=

=0.85×610=518.5MPa

[H]2=

=0.89×560=498.4MPa

许用接触应力:

[H]=（[H]1+[H]2）/2=（518.5+498.4）/2=508.45MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=42.8mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=

=2.14mm

取为标准值:

2.5mm。

2）中心距：

a=

=

=130mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=20×2.5=50mm

d2=Z2mn=84×2.5=210mm

b=φd×d1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=

=3.77m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：

KH=1.1，KF=1.1；齿轮宽高比为：

=

=

=8.89

求得:

KH=1.09+0.26d2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50=1.37

，由图8-12查得：

KF=1.34

2）K=KAKVKFKF=1×1.1×1.1×1.34=1.62

3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.75YFa2=2.23

应力校正系数:

YSa1=1.56YSa2=1.77

4）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：

Flim1=245MPaFlim2=220MPa

5）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=4.15×109

大齿轮应力循环次数:

N2=9.87×108

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.81KFN2=0.85

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[F]1=

=

=152.7

[F]2=

=

=143.8

=

=0.02809

=

=0.02745

小齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=1.9mm

1.9≤2.5所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d1=50mm

d2=210mm

b=d×d1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=55mmb2=50mm

中心距：

a=130mm，模数：

m=2.5mm

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=4.55KWn1=1440r/minT1=30.2Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=50mm

则:

Ft=

=

=1208N

Fr=Ft×tan

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×

=16.4mm

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=KAT1，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=KAT1=1.2×30.2=36.2Nm

由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:

LT4型，其尺寸为：

内孔直径20mm，轴孔长度38mm，则：

d12=20mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=36mm。

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=30mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=25mm。

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=30mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6206型深沟球轴承，其尺寸为:

d×D×T=30×62×16mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：

6206。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=36mm，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=55mm；则:

l34=T+s+a-l45=16+8+11-5=30mm

l78=T+s+a-l67=16+8+11+2-5=32mm

5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

带轮中点距左支点距离L1=（/2+35+16/2）mm=43mm

齿宽中点距左支点距离L2=（55/2+30+5-16/2）mm=54.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（55/2+5+32-16/2）mm=56.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=614.9N

FNH2=

=

=593.1N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=223.8N

FNV2=

=

=215.9N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=614.9×54.5Nmm=33512Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=×43Nmm=0Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=223.8×54.5Nmm=12197Nmm

MV2=FNV2L3=215.9×56.5Nmm=12198Nmm

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=

=35663Nmm

M2=

=35663Nmm

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=0.6，则有：

ca=

=

=

MPa

=3.2MPa≤[]=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=4.37KWn2=342.9r/minT2=121.8Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知大齿轮的分度圆直径为:

d2=210mm

则:

Ft=

=

=1160N

Fr=Ft×tan

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×

=26.2mm

显然，输入轴的最小直径是安装小链轮处的轴径d12，由于键槽将轴径增大4%，故选取：

d12=27mm，取：

l12=40mm。

小链轮轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=27mm。

小链轮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、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：

d34=d67=30mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:

6206型深沟球子轴承，其尺寸为：

d×D×T=30mm×62mm×16mm。

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=38mm，所以：

d45=38mm，为使齿轮定位可靠取：

l45=48mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h≥0.07d=0.07×38=2.66mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×2.66=0mm，所以：

d56=44mm，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=16+8+11+2.5+2=39.5mm

l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+16+8+11+2.5-6=33.5mm

5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

带轮中点距左支点距离L1=（40/2+35+16/2）mm=63mm

齿宽中点距左支点距离L2=（50/2-2+39.5-16/2）mm=54.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（50/2+6+33.5-16/2）mm=56.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=

=590.5N

FNH2=

=

=569.5N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=-3556.7N

FNV2=

=

=1572.9N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=590.5×54.5Nmm=32182Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FeL1=2406×63Nmm=151578Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-3556.7×54.5Nmm=-193840Nmm

MV2=FNV2L3=1572.9×56.5Nmm=88869Nmm

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=

=196493Nmm

M2=

=94517Nmm

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=0.6，则有：

ca=

=

=

MPa

=38.2MPa≤[]=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：

第九部分键联接的选择及校核计算

1输入轴键计算：

校核大带轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：

b×h×l=6mm×6mm×32mm，接触长度:

l'=32-6=26mm，则键联接所能传递的转矩为:

T=0.25hl'd[F]=0.25×6×26×20×120/1000=93.6Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

2输出轴键计算：

（1）校核大齿轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：

b×h×l=10mm×8mm×45mm，接触长度:

l'=45-10=35mm，则键联接所能传递的转矩为:

T=0.25hl'd[F]=0.25×8×35×38×120/1000=319.2Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

（2）校核小链轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：

b×h×l=8mm×7mm×36mm，接触长度:

l'=36-8=28mm，则键联接所能传递的转矩为:

T=0.25hl'd[F]=0.25×7×28×27×120/1000=158.8Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

第十部分轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：

Lh=10×2×8×300=48000h

1输入轴的轴承设计计算:

（1）初步计算当量动载荷P:

因该轴承只受径向力，所以:

P=Fr=439.7N

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=P

=439.7×

=7064N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6206轴承，Cr=19.5KN，由课本式11-3有：

Lh=

=

=1.01×106≥Lh

所以轴承预期寿命足够。

2输出轴的轴承设计计算:

（1）初步计算当量动载荷P:

因该轴承只受径向力，所以:

P=Fr=422.2N

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=P

=422.2×

=4204N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6206轴承，Cr=19.5KN，由课本式11-3有：

Lh=

=

=4.79×106≥Lh

所以轴承预期寿命足够。

第十一部分减速器及其附件的设计

1箱体（箱盖）的分析：

箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满