《机械设计课程设计》说明书-一级圆柱齿轮减速器设计说明.doc

一级圆柱齿轮减速器设计说明机械设计课程设计说明书目 录一 传动方案拟定2二 电动机的选择3三 计算总传动比及分配各级的传动比4四 运动参数及动力参数计算5五 传动零件的设计计算61 皮带轮传动的设计计算62 齿轮传动的设计计算10六 轴的设计计算.13七 滚动轴承的选择及校核计算.24八 键联接的选择及计算.26九 联轴器的选择.28十 减速器的润滑核密封形式、润滑油的牌号选择.29十一减速器箱体设计.30十二其他技术说明.32十三结束语.33十四参考文献.34一、传动方案拟定题目：带式输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。（1）工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，使用年限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为5%。（2）原始数据：输送带拉力F=3000N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=450mm运动简图：二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：(1) 传动装置的总功率：（查指导书表2.4） =0.950.9920.970.990.980.96=0.841(2) 电机所需的工作功率：工作机所需的功率：P d =FV/(1000)=30001.5/(10000.841)=5.35KW电动机的输出功率：P0= P d/=5.35/0.841=6.36 KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速： =601000V/D=6010001.5/450=63.7r/min 按指导书P5表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为=620。故电动机转速的可选范围为=（620）63.69=3821274r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min。 根据容量和转速，由指导书表2.3查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2-85.575072015.0735.022Y132M2-65.5100096013.3033.84、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案2比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率为Ped =5.5KW，满载转速=960r/min。三、计算总传动比及分配各级传动比1、总传动比： =960/63.7=15.072、分配各级传动比（1） 据指导书P5表2.1，取=3（单级减速器i=35之间取3.15、3.55、4、4.5合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2） 分配各级传动比根据指导书式2.6可得 =15.07/3=5.02四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） I轴： =960/3=320r/min II轴: nII=nI/ =320/5.02=64r/min 滚筒轴： n筒=nII =64r/min2、计算各轴的功率（KW） 由课本表2.5可得I轴：PI=Ped=5.50.95=5.23KWII轴:PII=PI=5.230.990.97=5.02KW滚筒轴：PIII=PII=5.020.990.99 =4.92KW3、计算各轴扭矩（Nmm）电动机轴：Td = 9550Ped / = 95505.5/960 =54.7 NmmI轴：TI=9550PI/nI=95505.23/320=156.08NmmII轴:TII=9550PII/nII=95505.02/64 =749.08Nmm滚筒轴：TIII=9550PIII/nIII=95504.92/64 =734.2Nmm各参数归结如下表： 参数轴号电动机轴I轴II轴滚筒轴转速9603206464功率5.55.235.024.92转矩54.7156.08749.08734.2传动比35.021.00效率o.950.960.97五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算 选择V带截面型号 由课本P106 表6-8得：kA=1.2PC=KAP=1.25.5=6.6KW由PC=6.6KW =960r/min，查课本P107图6-8,工况位于两种型号分界线附近,需分别用两种型号进行计算,择优确定方案。两种方案选择第一方案若选用A型V带(1)确定带轮基准直径，并验算带速由课本P102表6-4 查得A型V带的最基准直径为75mm，取小带轮直径d1=100mm由d2=d1计算大带轮直径：d2=i d1=3100=300mm由表6-4选取最接近的标准直径为d2=315mm 验算带速v V=5.024m/s,带速在525m/s范围内，带速合适。 (2) 确定带长和中心距1）初定中心距a00.7（d1+ d2)a02（d1+ d2）0.7（100+ 315) a02（100+ 315)290.5mma0830mm，取a0=500mm2）计算带的基准长度Ld0Ld0=2 a0+ （d1+ d2）+=2500+（100+ 315)+ =1674.66mm由Ld0=1674.66mm查表6-3，取带的基准长度Ld=1600mm3）确定实际中心距a aa0+=500+=462.7mm安装时应保证的最小中心距amin、调整时的最大中心距amax分别为 amin=a-0.015Ld=462.7-0.0151600=438.7mm amax=a+0.03Ld=462.7+0.031600=510.7mm(3)验算小带轮包角111800-57.30=1800-57.30=153.3701200 满足要求，适用(4)确定带的根数Z查表6-5得V带的基本额定功率P0=0.97KW；查表6-7的额定功率增量P0=0.11KW；查表6-6得包角系数K=0.92；查表6-3得长度系数KL=0.99,则Z=6.7,大于A型V带最多使用根数,不合要求第二方案选用B型V带(1) 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P102表6-4 查得B型V带的最基准直径为125mm，取小带轮直径d1=125mm由d2=i d1计算大带轮直径：d2=i d1=3125=375mm由表6-4选取最接近的标准直径为d2=355mm 验算带速vV=6.28m/s,带速在525m/s范围内，带速合适。(2) 确定带长和中心距1）初定中心距a00.7（d1+ d2)a02（d1+ d2）0.7（125+ 355) a02（125+ 355)336mma0960mm，初定中心距a0=650mm2）计算带的基准长度Ld0 Ld0=2 a0+ （d1+ d2）+=2650+（125+ 355)+ =2073.95mm由Ld0=2073.95mm查表6-3，取带的基准长度Ld=2000mm 3）确定实际中心距a aa0+=650+=613.03mm 安装时应保证的最小中心距amin、调整时的最大中心距amax分别为 amin=a-0.015Ld=613.03-0.0152000=583.03mm amax=a+0.03 Ld=613.03+0.032000=673.03mm(3) 验算小带轮包角111800-57.30=1800-57.30=158.501200 满足要求，适用(4) 确定带的根数Z查表6-5得V带的基本额定功率P0=1.67KW；查表6-7的额定功率增量P0=0.3KW；查表6-6得包角系数K=0.95；查表6-3得长度系数KL=0.98,则Z=3.6取V带根数Z=4根,小于B型V带最多使用根数,满足要求,因此选用B型V带.(5) 确定初拉力F0和轴上压力FQ查表6-2得B型V带q=0.17kg/m,由式6-24计算确定带传动的初拉力为F0=500(-1)+qv2=500(-1)+0.176.282=218.8N由式6-25计算作用于带轮轴上的压力为 FQ=2ZF0sin=24218.8 sin=1715N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级和齿数 i虑减速器的传递功率不大，齿轮采用软齿面，按课本P143表9-1，小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度210HBS；由图9-19、图9-25得Hlim1=700Mpa Hlim2=640MpaFlim1=280Mpa Flim2=260Mpa(2) 按齿面接触疲劳强度设计主要尺寸小齿轮转矩T1=9549P1/n1=95495.23/320=156Nm齿数比u=i=5齿宽系数取a=0.4载荷系数取K=1.6许用应力取SHmin=1.1 取ZNZLVRZWZX=1.0 H1=Hlim1ZNZLVRZWZX/SHmin=7001/1.1=636MPaH2=Hlim2ZNZLVRZWZX/SHmin=6401/1.1=582 MPa因为H1H2,故应以H2代入计算a476(u1)= 476(51)=137mm取a=140按经验公式先取模数mn=(0.0070.02)a=0.982.8取标准模数mn=2计算主要几何参数：Z1=23Z2=uZ1=115计算齿宽 b=aa=0.4140=56mm 取b1=b+(510)=56+7=63mm b2= b=56mm 验算齿轮圆周速度：V=d1n1/601000=3.1446320/（601000）=0.77ms5 ms,由课本9-3选齿轮传动精度等级8级合适。(3) 校核算齿根弯曲疲劳强度由课本P154式（9-9）得 F=(2000kT1/bmZ1)YFS FP确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本P160图9-25查得：Flim1=280Mpa Flim2 =220MpaFP1= 1.4Flim1 =392Mpa FP2= 1.4Flim2 =308Mpa齿形系数YFa 由P155图9-16查得YFa1=2.06 YFa2=1.95计算两轮的许用弯曲应力F1=2000kT1/(bmnZ1)YFS1=20001.2156.08/(56223)2.06Mpa=300MpaFP1= 392MpaF2=F1YFS2/ YFS1 =3001.95/2.06Mpa=284MpaFP2 =308Mpa所以选的齿轮强度足够六、轴的设计计算1、输入轴的设计计算(1) 选择轴的材料及热理方式 由于减速器轴为一般用途可选用45钢，调质。查课本表13-1可得：硬度217255HBS,抗拉强度b=640Mpa，屈服强度s=355MPa，弯曲疲劳强度-1=275Mpa，剪刀疲劳强度为155MPa，许用弯曲应力-1=60Mpa(2)最小轴径估算利用扭转强度法，根据课本式13-2得轴的最小直径为dC (式中C为与轴材料有关的系数，查表13-2得C=126-103，取C=110) =110=28mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=28(1+5%)=29.4mm 取最小轴径dmin=30mm(3) 轴的结构设计考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构（详见总装配图）。 轴上零件的定位，固定和装配减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠达盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。确定轴各段直径和长度I段直径：d1=30mm 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=65mmh=（23）c 查指导书附表2.5取c=1.5mmII段直径：d2=d1+2h=30+2（23）1.5=3639mmd2=36mm初选用7206AC型角接触轴承，其内径为36mm，宽度为18mm。（转入输入轴轴承选择计算）齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长：L2=（2+20+18+55）=95mmIII段直径：d3=d2+2h=36+2（23）1.5=4245mm 取d3=43mm，L2-2=95-2=93mm段直径：d4= d3 +2h=43+2（23）1.5=4952mm 取d4=52mm，L3 =62mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm。考虑轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=46mm，该段直径应取：d5=58mm。L5=15mm.因此将段设计成阶梯形，右段直径为46mm。段直径d6=36mm，长度L6=16mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=16209520=151mm按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d1=60mm求转矩：已知T1=157575Nmm求圆周力：Ft=2T1/d1=2157575/60=5252.5N求径向力：Fr=Fttan=2626.25tan200=955.88N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=90mm 绘制简图如下：（1）绘制轴受力简图（如图a）（2）制水平面弯矩图（如图b）轴承支承反力： RHA= RHB = Ft/2=2626.25N由两边对称，知截面C图（b）的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC1= RHA L=2626.2590=236362.5Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=477.94N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC2= RVA L/2=477.9490=43014.6Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=240244.6 Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P1/n1）106=157575Nmm(6) 绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=43014.62+(0.6157575) 2 1/2=103870.8Nmm(7)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d 10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（43015.52(0.6157575) 2）1/2/551/3=34.78mm d3=45mmd 该轴强度足够。（8）进行疲劳强度安全系数校核 截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-6，用插值法求得）=1.069（由表13-8，用插值法求得） =0.88 =0.81（由表13-7查得）K=2.906 K =2.145（由表13-6，按配合H7/r6查得）W=d3/32=4580.44mm3 WT=2W=9160.88mm3 S=1.8(由表13-4查得) S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.90673065.89/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=5.2SS,轴的强度满足要求。(4) 输出轴的设计计算1) 选择轴的材料确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#钢正火，硬度217255HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa，-1=55Mpa2) 估算轴的基本直径查表13-3，取A=11dA (P/ n)1/3=115(5.07/71.59)1/3mm=46.12mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=48.85(1+5%)mm=48.426mm取d1=50mm3) 轴的结构设计 轴的结构设计祥见总装配图 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 确定轴各段直径和长度I段直径：d1=50mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL7型Y型凸缘联轴器L1=82mm。h=（23）c 查指导书附表2.5取c=1.5mmII段直径:d2=d1+2h=50+2（23）1.5=5659mm d2=58mm初选用7206AC型角接触轴承，其内径为58mm,宽度为20mm。（转入输出轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（）取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+21+20+55）=98mmIII段直径：d3=d2+2h=58+2（23）1.5=6467mm 取d3=66mm，L3=b2-2=87-2=85mm段直径：d4= d3 +2h=66+2（23）1.5=7275mm，取d4=74mm长度与右面的套筒相同，即L4=21mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=65m，该段直径应取：d5=65mm, L5=20mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为54mm，段直径d6=58mm，长度L6=20mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=24218521=152mm 弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T2=9550P/ n=528.238Nm=528238 Nmm求圆周力：Ft=2T2/d2=2528238/324=3260.7N求径向力：Fr=Fttan=3260.7tan200=1186.79N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=85mm绘制简图如下:（1）绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制水平面弯矩图（如图b）轴承支承反力：RHA= RHB = Ft/2=1630.35N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为Mc1= RHA L/2=1630.3590=146731.5Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=593.395N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为M c2= RVA L/2=593.39561.5=36493.79Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=(Mc12+Mc22)1/2=(146731.52+36493.792)1/2=247893.63Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P/ n）106=712665.3 Nmm(6) 绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=36493.792+(0.6676330.5) 2 1/2=439537.68Nmm(7)按弯扭合成进行强度计算由课本P228式13-2 按脉动循环：=0.6d 10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（36493.792(0.6676330.5) 2）1/2/551/3=39.75mm d3=66mmd 该轴强度足够。（8）进行疲劳强度安全系数校核齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数： =0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-5，用插值法求得）=1.069（由表13-8，用插值法求得）=0.81 =0.76（由表13-7查得）K=3.343 K =2.409（由表13-6，按配合H7/r6查得）W=d3/32=14615.96mm3 WT=2W=29231.93mm3 S=1.8(由表13-4查得)S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 3.34370260.55/14615.96)2+0.75(2.4090.1)389162.5/29231.93 21/2=7.7SS,轴的强度满足要求。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：=1636510=58400小时1、计算输入轴承(1) 求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P262表14-5和14-4选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=38mm，转速n1=320 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T1/d1=2000157.58/67.94=4638.79NFr=Fttg20=1593.16N轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=587.62NP1=fP R1=1.2796.58=1638.18NP2=ft XR2=10.56796.58=398.97N(2) 试选轴承型号 计算轴颈d2=38mm，初选7206AC型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=13589N，基本额定静载荷Cor=7480N。(3) 由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（60n Lh/106）1/3=5784.73因CCr=13589N，故选轴承型号为7206AC型。2、计算输出轴承(1) 求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=45mm，转速n2=67.94 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T2/d2=2000672.8/324=3976.97NFr=Fttg20=1251.86N因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=597.87NP1=fP R1=1.2389.7=467.64NP2=ft XR2=10.56694.89=389.13N(2) 试选轴承型号 算轴颈d2=45mm，初选7206AC型。，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=17400N，基本额定静载荷Cor=14900N。(3) 由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（60n Lh/1000000）1/3=2986.1因CCr=16200N，故选轴承型号为7206AC型。八、键联接的选择及计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取P=100Mpa1、 输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=30mm,L1=65mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=1890mm。键长取L=L1（510）=60mm。键的工作长度l=L10=50mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4157575/301050=57.72MpaP(100Mpa)所选键为：键C1060GB109612、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=45mm,L3=993mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=14mm，h=9mm，键长范围L=22110mm。键长取L=L3（510）=80mm，键的工作长度l=L14=66mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4157575/43966 =36.65MpaP(100Mpa)所选键为：键C1480GB10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=66mm,L3=85mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=18mm，h=11mm，键长范围L=45180mm。键长取L=L3（510）=75mm，键的工作长度l=Lb=57mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4676330.5 /651457 =94.42MpaP(100Mpa)所选键为：键C1875GB10964、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=50mm,L1=82mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=45180mm。键长取L