皖西学院二级直齿出入联轴器F1600 V11 D180 8X1.docx
《皖西学院二级直齿出入联轴器F1600 V11 D180 8X1.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《皖西学院二级直齿出入联轴器F1600 V11 D180 8X1.docx（42页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
皖西学院二级直齿出入联轴器F1600V11D1808X1
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
5.1高速级齿轮传动的设计计算.................................8
5.2低速级齿轮传动的设计计算................................14
第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计..........................20
6.1输入轴的设计...........................................20
6.2中间轴的设计...........................................25
6.3输出轴的设计...........................................30
第七部分键联接的选择及校核计算..................................36
7.1输入轴键选择与校核......................................36
7.2中间轴键选择与校核......................................36
7.3输出轴键选择与校核......................................36
第八部分轴承的选择及校核计算....................................37
8.1输入轴的轴承计算与校核...................................37
8.2中间轴的轴承计算与校核...................................38
8.3输出轴的轴承计算与校核...................................38
第九部分联轴器的选择............................................39
9.1输入轴处联轴器...........................................39
9.2输出轴处联轴器...........................................40
第十部分减速器的润滑和密封.......................................40
10.1减速器的润滑............................................40
10.2减速器的密封............................................41
第十一部分减速器附件及箱体主要结构尺寸............................42
设计小结.........................................................44
参考文献.........................................................45
第一部分设计任务书
一、初始数据
设计展开式二级直齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=1600N，V=1.1m/s，D=180mm，设计年限（寿命）：
8年，每天工作班制（8小时/班）：
1班制，每年工作天数：
360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.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7.键联接设计
8.箱体结构设计
9.润滑密封设计
10.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、工作机组成。
2.特点：
齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案：
选择电动机-展开式二级直齿圆柱齿轮减速器-工作机。
二.计算传动装置总效率
ηa=η14η22η32η4=0.994×0.972×0.992×0.97=0.859
η1为轴承的效率,η2为齿轮啮合传动的效率,η3为联轴器的效率,η4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
皮带速度v:
v=1.1m/s
工作机的功率pw:
pw=
1.76KW
电动机所需工作功率为:
pd=
2.05KW
执行机构的曲柄转速为:
n=
116.8r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，二级圆柱直齿轮减速器传动比i=8~40，则总传动比合理范围为ia=8~40，电动机转速的可选范围为nd=ia×n=（8×40）×116.8=934.4~4672r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选定型号为Y100L1-4的三相异步电动机，额定功率为2.2KW,满载转速nm=1430r/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
100mm
380×245
160×140
12mm
28×60
8×24
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=1430/116.8=12.24
（2）分配传动装置传动比:
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12=
则低速级的传动比为:
i23=
3.07
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=1430=1430r/min
中间轴：
nII=nI/i12=1430/3.99=358.4r/min
输出轴：
nIII=nII/i23=358.4/3.07=116.74r/min
工作机轴：
nIV=nIII=116.74r/min
（2）各轴输入功率:
输入轴：
PI=Pd×η3=2.05×0.99=2.03KW
中间轴：
PII=PI×η1⋅η2=2.03×0.99×0.97=1.95KW
输出轴：
PIII=PII×η1⋅η2=1.95×0.99×0.97=1.87KW
工作机轴：
PIV=PIII×η1⋅η3=1.87×0.99×0.99=1.83KW
则各轴的输出功率：
输入轴：
PI'=PI×0.99=2.01KW
中间轴：
PII'=PII×0.99=1.93KW
中间轴：
PIII'=PIII×0.99=1.85KW
工作机轴：
PIV'=PIV×0.99=1.81KW
（3）各轴输入转矩:
输入轴：
TI=Td×η3
电动机轴的输出转矩:
Td=
=
13.69Nm
所以：
输入轴：
TI=Td×η3=13.69×0.99=13.55Nm
中间轴：
TII=TI×i12×η1×η2=13.55×3.99×0.99×0.97=51.92Nm
输出轴：
TIII=TII×i23×η1×η2=51.92×3.07×0.99×0.97=153.07Nm
工作机轴：
TIV=TIII×η1⋅η3=153.07×0.99×0.99=150.02Nm
输出转矩为：
输入轴：
TI'=TI×0.99=13.41Nm
中间轴：
TII'=TII×0.99=51.4Nm
输出轴：
TIII'=TIII×0.99=151.54Nm
工作机轴：
TIV'=TIV×0.99=148.52Nm
第五部分齿轮传动的设计
5.1高速级齿轮传动的设计计算
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=26×3.99=103.74，取z2=103。
（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=13.55N/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[103×cos20°/（103+2×1）]=22.813°
端面重合度：
εα=[z1（tanαa1-tanα）+z2（tanαa2-tanα）]/2π
=[26×（tan29.249°-tan20°）+103×（tan22.813°-tan20°）]/2π=1.74
重合度系数：
Zε=
=
=0.868
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=60×1430×1×8×360×1×8=1.98×109
大齿轮应力循环次数：
N2=60nkth=N1/u=1.98×109/3.99=4.95×108
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
=
=33.484mm
（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=
=
=2.51m/s
②齿宽b
b=
=
=33.484mm
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=2.51m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.12。
③齿轮的圆周力
Ft1=2T1/d1t=2×1000×13.55/33.484=809.342N
KAFt1/b=1×809.342/33.484=24.17N/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=1.448。
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.12×1.2×1.448=1.946
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d1=
=33.484×
=35.742mm
及相应的齿轮模数
mn=d1/z1=35.742/26=1.375mm
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=103×2=206mm
（2）计算中心距
a=（d1+d2）/2=（52+206）/2=129mm
（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+0.75/1.74=0.681
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=1.448，结合b/h=11.56查图得KFβ=1.418
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.12×1.2×1.418=1.906
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=0.84、KFN2=0.85
取安全系数S=1.4，得
[σF]1=
=
=300MPa
[σF]2=
=
=230.71MPa
2）齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=
=
=27.018MPa≤[σF]1
σF2=
=
=25.829MPa≤[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=103，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=129mm，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
103
齿宽b
57mm
52mm
分度圆直径d
52mm
206mm
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
210mm
齿根圆直径df
d-2×hf
47mm
201mm
5.2低速级齿轮传动的设计计算
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z3=27，大齿轮齿数z4=27×3.07=82.89，取z4=83。
（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
T2=51.92N/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[z3cosα/（z3+2ha*）]=arccos[27×cos20°/（27+2×1）]=28.977°
αa2=arccos[z4cosα/（z4+2ha*）]=arccos[83×cos20°/（83+2×1）]=23.428°
端面重合度：
εα=[z3（tanαa1-tanα）+z4（tanαa2-tanα）]/2π
=[27×（tan28.977°-tan20°）+83×（tan23.428°-tan20°）]/2π=1.731
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：
N3=60nkth=60×358.4×1×8×360×1×8=4.95×108
大齿轮应力循环次数：
N4=60nkth=N1/u=4.95×108/3.07=1.61×108
查取接触疲劳寿命系数:
KHN1=0.9、KHN2=0.92。
取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[σH]1=
=
=540MPa
[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
=
=52.729mm
（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=
=
=0.99m/s
②齿宽b
b=
=
=52.729mm
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=0.99m/s、8级精度，由图查得动载系数KV=1.05。
③齿轮的圆周力
Ft3=2T2/d1t=2×1000×51.92/52.729=1969.315N
KAFt3/b=1×1969.315/52.729=37.35N/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=1.454。
由此，得到实际载荷系数
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.2×1.454=1.832
3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径
d3=
=52.729×
=55.163mm
及相应的齿轮模数
mn=d3/z3=55.163/27=2.043mm
模数取为标准值m=3mm。
3.几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d3=z3m=27×3=81mm
d4=z4m=83×3=249mm
（2）计算中心距
a=（d3+d4）/2=（81+249）/2=165mm
（3）计算齿轮宽度
b=φdd3=1×81=81mm
取b4=81、b3=86。
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+0.75/1.731=0.683
②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数
YFa1=2.56YFa2=2.23
YSa1=1.62YSa2=1.77
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=1.454，结合b/h=12查图得KFβ=1.424
则载荷系数为
KF=KAKvKFαKFβ=1×1.05×1.2×1.424=1.794
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=
=
=26.808MPa≤[σF]1
σF2=
=
=25.515MPa≤[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
5.主要设计结论
齿数z3=27、z4=83，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=165mm，齿宽b3=86mm、b4=81mm。
6.齿轮参数总结和计算
代号名称
计算公式
低速级小齿轮
低速级大齿轮
模数m
3mm
3mm
齿数z
27
83
齿宽b
86mm
81mm
分度圆直径d
81mm
249mm
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
3mm
3mm
齿根高hf
m×（ha+c）
3.75mm
3.75mm
全齿高h
ha+hf
6.75mm
6.75mm
齿顶圆直径da
d+2×ha
87mm
255mm
齿根圆直径df
d-2×hf
73.5mm
241.5mm
第六部分传动轴和传动轴承及联轴器的设计
6.1输入轴的设计
1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1
P1=2.03KWn1=1430r/minT1=13.55Nm
2.求作用在齿轮上的力
已知高速级小齿轮的分度圆直径为:
d1=52mm
则:
Ft=
=
=521.2N
Fr=Ft×tanα=521.2×tan20°=189.6N
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×
=12.6mm
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=1.3×13.55=17.6Nm
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LT3型联轴器。
半联轴器的孔径为16mm故取d12=16mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为3
升级会员 