一级直齿圆柱齿轮减速器.docx

1、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

2、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

3、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= 0.990.9920.970.950.96=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

4、的选择皮带速度v:v=1.8m/s工作机的功率pw:pw= 3.96 KW电动机所需工作功率为:pd= 4.6 KW执行机构的曲柄转速为:n = 114.6 r/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=36，链传动的传动比i2=25，则总传动比合理范围为ia=630，电动机转速的可选范围为nd = ian = (630)114.6 = 687.63438r/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

5、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=i0i 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 = 1440 r/minnII = nI/i = 1440/4.2 = 342.9 r/minnIII = nII/i2 = 342.9/3 = 114.3 r/m

6、in（2)各轴输入功率:PI = Pd = 4.60.99 = 4.55 KWPII = PI = 4.550.990.97 = 4.37 KWPIII = PII = 4.370.990.95 = 4.11 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 4.5 KWPII = PII0.99 = 4.33 KWPIII = PIII0.99 = 4.07 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0 电动机轴的输出转矩:Td = = 30.5 Nm 所以：TI = Td = 30.50.99 = 30.2 NmTII = TIi = 30.24.20.990.97 = 121.8 NmT

7、III = TIIi2 = 121.830.990.95 = 343.7 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 29.9 NmTII = TII0.99 = 120.6 NmTIII = TIII0.99 = 340.3 Nm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=0.63m/s，查表7.6得z117，故选取：z1=25；大链轮齿数：z2=i2z1 = 325 = 75，取z2 = 752 确定计算功率Pca 查表7-7得KA = 1，则：Pca = KAPII = 14.33 = 4.333 确定链节数Lp 初选中心距a0 = 40p，则链节数为：Lp =

8、 = 取：Lp = 1324 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 = 1P0 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 = 12.7 mm。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 = = 510.69 mm 中心距减少量a = (0.0010.002)a = (0.0020.004)510.69 = 1.022.04 mm 实际中心距a = a

9、-a = 510.69-(1.022.04) = 509.67508.65 mm 取a = 510 mm6 验算链速Vv = = 1.8 m/s7 计算作用于轴上的压轴力Fe = = = 2406 NFp 1.2Fe = 1.22406 = 2887 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：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

10、 = i12Z1 = 4.220 = 84 取：Z2 = 842 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 = 30.2 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 = 60144011030028 = 4.15109大齿轮应力循

11、环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.15109/4.2 = 9.87108 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: H1 = = 0.85610 = 518.5 MPa H2 = = 0.89560 = 498.4 MPa许用接触应力: H = ( H1+ H2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 42.8 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 2.14 mm取为

12、标准值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 130 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 202.5 = 50 mmd2 = Z2mn = 842.5 = 210 mmb = dd1 = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 3.77 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+0.26 d2+0.3310-3b = 1.09+0.260

13、.82+0.3310-350 = 1.37，由图8-12查得：KF = 1.34 2) K = KAKVKF KF = 11.11.11.34 = 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 = 2.75 YFa2 = 2.23应力校正系数:YSa1 = 1.56 YSa2 = 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 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 4.15109大齿轮应力循环次数:N2 = 9.87108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳

14、寿命系数为：KFN1 = 0.81 KFN2 = 0.85 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得： F1 = = = 152.7 F2 = = = 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 = = 1.9 mm1.92.5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 = 210 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 = 130 mm，模数：m = 2.

15、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 = 4.55 KW n1 = 1440 r/min T1 = 30.2 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 50 mm 则:Ft = = = 1208 NFr = Fttan 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 = 16.4 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

16、 = 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 = 1.230.2 = 36.2 Nm 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20 mm，轴孔长度38 mm，则：d12 = 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36 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 = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 25 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

17、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 =

18、 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 = (/2+35+16/2)mm = 43 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）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 614.9 NFNH2 = = = 593.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 223.8 NFNV2 = = = 215.9 N3）计算轴的弯矩，并

19、做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 614.954.5 Nmm = 33512 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 43 Nmm = 0 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 223.854.5 Nmm = 12197 NmmMV2 = FNV2L3 = 215.956.5 Nmm = 12198 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：M1 = = 35663 NmmM2 = = 35663 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

20、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 = 3.2 MPa = 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和转矩T2：P2 = 4.37 KW n2 = 342.9 r/min T2 = 121.8 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 210 mm 则:Ft = = = 1160 NFr = Fttan 3 初步确定轴的

21、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 = 26.2 mm 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 = 27 mm，取：l12 = 40 mm。小链轮轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 27 mm。小链轮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、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：

22、d34 = d67 = 30 mm；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：dDT = 30mm62mm16mm。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 = 38 mm，所以：d45 = 38 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 = 0.0738 = 2.66 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.42.66 = 0 mm，所以：d56 = 44 mm，l56 =

23、6 mm；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 = 39.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+16+8+11+2.5-6=33.5 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 = (40/2+35+16/2)mm = 63 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (50/2-2+39.5-16/2)mm = 54.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (50/2+6+33.5-16/2)mm = 56.5 mm2）

24、计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 590.5 NFNH2 = = = 569.5 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -3556.7 NFNV2 = = = 1572.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 590.554.5 Nmm = 32182 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FeL1 = 240663 Nmm = 151578 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -3556.754.5 Nmm = -193840 NmmMV2 = FNV2L3 = 1572.956.5 Nmm

25、 = 88869 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：M1 = = 196493 NmmM2 = = 94517 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 = 38.2 MPa = 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：第九部分 键联接的选择及校

26、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 = 6mm6mm32mm，接触长度:l = 32-6 = 26 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hld F = 0.2562620120/1000 = 93.6 NmTT1，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：bhl = 10mm8mm45mm，接触长度:l = 45-10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hld F = 0.2583538120/1000 = 319.2 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核小

27、链轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm36mm，接触长度:l = 36-8 = 28 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hld F = 0.2572827120/1000 = 158.8 NmTT2，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 = 1028300 = 48000 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 = 439.7 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 439.7 = 7064 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，

28、选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.01106Lh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 = 422.2 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 422.2 = 4204 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 = = = 4.79106Lh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