一级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、目录一、传动方案的拟定及电动机的选择2二、V带选择 4三齿轮设计计算 6四、轴的设计计算 9五、滚动轴承的选择及计算13七、联轴器的选择14八、减速器附件的选择14九、润滑与密封15十、设计小结16十一、参考资料目录一、机械设计课程设计任务书专业班级A0531 姓名学号39课题名称一级斜齿圆柱齿轮减速器一、原始数据已知条件推力F/kN推头速度V/(m/min)丝杆导程(mm)数据181.5612二、 1.工作条件：两班制，间歇工作，单向运转，载荷平稳，室外工作，有较大粉尘； 2.使用寿命：20年（每年300工作日）； 3.检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 4.动力来源：电

2、力，三相交流，电压380220 V 5.推头速度允许误差；5；6.一般机械厂制造，小批量生产。7.丝杆效率j=0.4（包括丝杆与轴承）。三、基本要求1.方案简图12张；，主要机械部件装配图（A1或A0号图纸）1张；2.零件工作图2张；3.设计计算说明书一份。二、机构运动简图三、运动学与动力学计算一、 选择电机3.1.1 选择电动机3.1.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列全封闭鼠笼型三相异步电动机。. 计算电机所需功率： 查手册第3页表1-7：带传动效率：0.96每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.96联轴器的传动效率：0.99丝杆的传动效率：0.4说明：a电机至工

3、作机之间的传动装置的总效率：a=.2.式中1，2，3，4 ，5分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，丝杆与轴承的效率。 电动机输出功率： kw工作机所需的功率： 所以 kwa=0.960.9920.960.990.4=0.363.1.1.2确定电动机转速 丝杆的转速n=v/S,其中v为推头速度，S为丝杆（梯形螺纹）导程，对单线丝杆S=P（螺距） 所以丝杆的转速：n=v/S1.560.012130r/min 根据机械设计手册中取V带传动比i1=2-4，齿轮的传动比i2=3-5则合理总传动比的范围为i=6-20 故电动机转速的可选范围为: N=(6-20)*n=（6-20）*130=78

4、0-2600r/min符合这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,二种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成本，可以选择同步转速1500r/min。因此选定电动机型号为Y90L-4，所选电动机的额定功率Ped =1.5kw,满载转速nm =1400r/min。符合这一范围的转速有： 1000、1500根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min1Y100L-61.5KW10009402Y90L-41.5KW1

5、5001400综合考虑电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y90L-4，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速ADEFGHLAB1.5140015001402450820903351803.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比： 分配传动比：取i带=3 则i齿=10.77/3=3.593.3 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与丝杆之间的传动效率。1.各轴转速： 2 各轴输入功率： 3.各轴输入转矩： 运动和动力参数结果如下表：功率轴功

6、率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴1.38.8714001轴1.251.2425.5524.45466.672轴1.191.1887.1683.021303轴1.161.1585.4380.42130四、传动零件的设计计算六 设计V带和带轮：七 齿轮的设计：1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数：1) 按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动2) 设计为通用减速器,选用7级精度3) 材料选择: 小齿轮选用钢调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用钢正火，齿面硬度为220HBS。二者材料硬度差为30HBS4) 由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动,故选用小齿轮齿数为=24,大齿轮齿数

7、,取5) 选取螺旋角。初选螺旋角6) 按齿面接触强度设计按公式 (1) 确定公式内的各计算数值试选=1.6由课本217页图10-30选取区域系数=2.433由215页图10-26查得=0.78, =0.90,则(2) 计算小齿轮的传递的转矩由表10-7选取齿宽系数由表10-6查得材料的弹性影响系数由图10-21c、d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限由式10-13计算应力循环次数由图10-19取接触疲劳寿命系数0.89；0.92计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式10-12得许用接触应力计算小齿轮分度圆直径计算圆周速度计算齿宽b及模数计算纵向重

8、合度=计算载荷系数K已知使用系数=1,根据v=0.99m/s,7级精度,由图10-8查得动载系数;由表10-4查得 由图10-13查得1.275由表10-3查得故载荷系数k=按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数3.按齿根弯曲强度设计(1)计算载荷系数(2)根据纵向重合度,查得螺旋角影响系数(3)计算当量齿数(4)查取齿形系数由表10-5查得2.592 2.185(5)查取应力校正系数由表10-5查得1.596 1.785(6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,查得大齿轮的弯曲疲劳强度极限(7)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.83 0.86(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯

9、曲疲劳安全系数S=1.4,(9)计算大小齿轮的并加以比较大齿轮的数值较大(10)设计计算对比计算结果,由于接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳计算的模数，取,已满足弯曲强度.为了满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算应有的齿数.4.几何尺寸计算(1)计算中心距(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(3)计算大小齿轮的分度圆直径(4)计算齿轮宽度圆整后取(5)大齿轮的尺寸名称符号计算公式齿顶高=1.5齿根高=1.9齿全高hh=+=3.4顶隙c=0.4分度圆直径dd=mz=146基圆直径=137齿顶圆直径= d+2=149齿根圆直径= d-2=142标准中心距aa=96 (5)齿轮结

10、构的设计齿顶圆直径采用腹板式结构的齿轮.大齿轮零件图见附件八 轴的设计1、从动轴的设计(1)求低速轴上的转矩T(2)求作用在齿轮上的力（3）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力（4）按扭转强度估算轴径根据表15-3查得得考虑到轴的最小直径处安装联轴器会有键槽存在，故将直径加大3%-5%取为27.5-22.34mm，为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器型号联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转

11、矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为N.mm。半联轴器的孔径=24mm故取轴的最小径，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度（5）设计轴的结构由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器，为了满足半联轴器轴向定位要求，轴 1段的左端需要制出一轴肩，故取轴2段直径；右端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径D=30mm。联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈压在轴端上，取轴1段的长度(6)初步选定滚动轴承因为轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承.并根据轴2段的直径,由轴承产品目录中初步选取0基本游

12、隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为故轴3段直径d3=d7=30mm，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm（7）取安装齿轮的轴段的直径d4=34mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=40mm。轴环宽度，取（8）取轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面的距离l=15mm故取（9）取齿轮距

13、离箱体之间的距离a=15mm，滚动轴承距离箱体一段距离s=5mm，已知滚动轴承宽度T=20mm则低速轴的尺寸基本确定(10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为28mm（11）确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为1-1截面右侧弯矩为2-2截面处的弯

14、矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=87420N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修正系数为0.6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。绘制轴零件图，按2：1的比例。2、主动轴的设计(1)求高速轴上的转矩T(2)求作用在齿轮上的力（3）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯

15、曲应力（4）按扭转强度估算轴径根据表15-3查得得因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册取。L1=1.75d1-3=46。大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取，L2=40。段装配轴承且，所以查手册。选用30307轴承。L3=B+5=21+15+5-2=39。（7）取安装齿轮的轴段的直径mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=46mm。轴环宽度，取取,有一轴肩定位轴承,高速轴的尺寸基本确定(

16、10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为键1为36mm,键2为32mm（11）确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为1-1截面右侧弯矩为2-2截面处的弯矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=25580N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修

17、正系数为0.6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。（三）、滚动轴承选择1、低速轴轴承的校核根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧

18、，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.2、高速轴轴承的校核根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿