机械设计一级直齿圆柱齿轮减速器.docx

1、机械设计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目 录第一部分 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 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 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

2、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),1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

3、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：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。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V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率a:a=122345=0.960.9920.970.990.96=0.871为V带的效率,2为轴承的效率,3为齿轮啮合传动的效率,4为联轴器的效率,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

4、动机的选择皮带速度v:v=0.8m/s工作机的功率pw:pw= 2.48 KW电动机所需工作功率为:pd= 2.85 KW执行机构的曲柄转速为:n = 84.9 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ian = (624)84.9 = 509.42037.6r/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Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min，同步转速1500r/min。2

5、 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=1430/84.9=16.8（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1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=3.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=16.8/3.5=4.8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/i0 = 1430/3.5 = 408.6 r/minnII = nI/i = 408.6/4.8 = 85.1 r/minnIII = nII = 85.1 r/mi

6、n（2)各轴输入功率:PI = Pd1 = 2.850.96 = 2.74 KWPII = PI23 = 2.740.990.97 = 2.63 KWPIII = PII24 = 2.630.990.99 = 2.58 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 2.71 KWPII = PII0.99 = 2.6 KWPIII = PIII0.99 = 2.55 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi01 电动机轴的输出转矩:Td = = 19 Nm 所以：TI = Tdi01 = 193.50.96 = 63.8 NmTII = TIi23 = 63.84.80.990.97 =

7、 294.1 NmTIII = TII24 = 294.10.990.99 = 288.2 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 63.2 NmTII = TII0.99 = 291.2 NmTIII = TIII0.99 = 285.3 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.12.85 = 3.14 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：d2 = n1d1(1-)/n2 = i0d1(1-) = 3.5100(1-0.02) = 34

8、3 mm 由手册选取d2 = 335 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 1430100/(601000) = 7.48 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+335)a02(100+335)304.5a0870 初定中心距a0 = 587.25 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2587.25+(100+335)/2+(335-100)2/(4587.25)=1881 mm 由表9-3选用Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：a = a0

9、+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm4 验算小带轮上的包角1:1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(335-100)57.30/546.75 = 155.4012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+P0)KLK)= 3.14/(1.32+0.17)1.010.93) = 2.24故要取Z = 3根A型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/K-1)/(ZV)+qV2= 5003.14(2.5/0.93-1)/(37.48)+0.107.482 = 123.7 N 作用在轴上的

10、压力：FQ = 2ZF0sin(1/2)= 23123.7sin(155.4/2) = 725.1 N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：小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。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 = i12Z1 = 4.820 = 96 取：Z2 = 962 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)

11、 T1 = 63.8 Nm 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 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60408.611030018 = 5.88108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 5.88108/4.8 = 1.23108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN2 =

12、 0.92 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:H1 = = 0.9610 = 549 MPaH2 = = 0.92560 = 515.2 MPa许用接触应力:H = (H1+H2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 67.4 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.37 mm取为标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 202.5 = 50 mmd2 = Z2mn = 962.5 = 240 mmb

13、 = dd1 = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1.07 m/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+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-350 = 1.37，由图8-12查得：KF = 1.34 2) K = KAKVKFKF = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系

14、数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.21应力校正系数:YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.8 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 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 5.88108大齿轮应力循环次数:N2 = 1.23108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：F1 = = = 160.2F2 = = = 150.6 = = 0.02678

15、= = 0.02641小齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.4 mm2.42.5所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 50 mmd2 = 240 mmb = dd1 = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 55 mm b2 = 50 mm中心距：a = 145 mm，模数：m = 2.5 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 2.74 KW n1 = 408.6 r/min T1 = 63.8 Nm2 求作用在齿轮上的

16、力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 50 mm 则:Ft = = = 2552 NFr = Fttan = 2552200 = 928.9 N3 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 = 21.1 mm 显然，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4%，故选取:d12 = 22 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取I

17、I-III段轴直径为:d23 = 27 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。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 = 30 mm；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:dDT = 306216 mm，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 = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的

18、确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 55 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 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 = 16 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (52/2+35+16/2)mm = 69 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (55/2+5+32-16/2)mm = 56.5 mm2

19、）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1299 NFNH2 = = = 1253 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -703 NFNV2 = = = 906.8 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 129954.5 Nmm = 70796 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 725.169 Nmm = 50032 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -70354.5 Nmm = -38314 NmmMV2 = FNV2L3 = 906.856.5 Nmm = 51234 Nm

20、m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 = = 80499 NmmM2 = = 87390 Nmm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 = 7.1 MPa-1 = 60 MPa 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

21、矩T2：P2 = 2.63 KW n2 = 85.1 r/min T2 = 294.1 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 240 mm 则:Ft = = = 2450.8 NFr = Fttan = 2450.8200 = 892 N3 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 = 35.1 mm 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 = KAT2，查机械设计（第八版）表14-

22、1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1.2294.1 = 352.9 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径40 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 40 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。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 = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 45 mm。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 =

23、 d67 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6210型深沟球子轴承，其尺寸为：dDT = 50mm90mm20mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 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 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 48 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0758 = 4.06 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.44.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；

24、齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (50/2-2+43.5+48-20/2)mm = 104.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (50/2+6+37.5-20/2)mm = 58.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 879.6 NFNH2

25、 = = = 1571.2 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 320.1 NFNV2 = = = 571.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 879.6104.5 Nmm = 91918 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 320.1104.5 Nmm = 33450 Nmm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：M = = 97815 Nmm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。

26、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 = 10.3 MPa-1 = 60 MPa 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：第八部分 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：bhl = 6mm6mm45mm，接触长度:l = 45-6 = 39 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2563922120/1000 = 154.4 NmTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键

27、计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 16mm10mm45mm，接触长度:l = 45-16 = 29 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.25102958120/1000 = 504.6 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 12mm8mm70mm，接触长度:l = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldF = 0.2585840120/1000 = 556.8 NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件

28、，轴承预计寿命：Lh = 1018300 = 24000 h1 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 = 928.9 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 928.9 = 7784 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 3.77105Lh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 = 892 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 892 = 4431 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6210轴承，Cr = 35 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.18107Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 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，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本