一级直齿轮减速器机械设计基础课程设计

1、目录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点1第二章 电动机的选择32.1 计算过程32.1.1 选择电动机类型32.1.2 选择电动机的容量32.1.3 确定电动机转速32.1.4 计算各轴转速42.1.5 计算各轴输入功率、输出功率42.1.6 计算各轴的输入、输出转矩52.2 计算结果5第三章 带传动的设计计算63.1 设计步骤63.2 带传动的计算结果83.3 带轮的结构设计9第四章 齿轮传动的设计计算10第五章 轴的设计145.1轴的概略设计145.2 轴的结构设计及校核145.2.1高速轴的结构设计145.2.2 高速轴的校核165.2.

2、3低速轴的结构设计195.2.4 低速轴的校核205.3轴承的选择及校核225.3.1轴承的选择225.3.2轴承的校核235.4 联轴器的选择及校核245.5键的选择及校核计算24第六章 箱体的结构设计266.1 箱体的结构设计266.2轴上零件的固定方法和紧固件276.3轴上轴承的润滑和密封276.4齿轮的润滑方式27第七章 附件设计及选择287.1 轴承端盖287.2 窥视孔和视孔盖287.3 通气器287.4 放油堵297.5 油标29设计小结30参考文献31设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm300工作机转速Vm/s0.63工作机扭矩TNm700工作机拉力F=1000T/0.

3、5DN4666.第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部

4、分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.95（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.98（弹性联轴器），0.96（工作机效率，包含滑动轴承效率），则：=0.850 所以=3.460 根据

5、机械设计手册可选额定功率为4kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=40.11 取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为40.11 =241 802 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y160M1-8，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y160M1-84

6、7208.77 47.00 17.95 4.00 4.49 电动机型号为Y160M1-8，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG160605385254210154211012372.1.4 计算各轴转速轴 =180.000 轴 =40.107 工作机轴 40.107 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =3.460 0.950 =3.287 轴 =3.287 0.990.97=3.156 工作机轴 =3.156 0.990.98=3.062 各轴输出功率

7、轴 =3.287 0.99=3.254 轴 =3.156 0.99=3.125 工作机轴 =3.062 0.99=3.032 2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为=45.891 轴输入转矩=174.384 轴输入转矩=751.563 工作机轴输入转矩=729.167 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴3.460 45.891 720.000 4.000 0.950 轴3.28

8、7 3.254 174.384 172.640 180.000 4.488 0.960 轴3.188 3.125 751.563 744.048 40.107 1.000 0.970 工作机轴3.062 3.032 729.167 721.875 40.107 第三章 带传动的设计计算3.1 设计步骤设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选带传动传动比=4。（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.1。故有： =1.13.460 =3.806 （2）选择V带带型 据和选用A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直

9、径=140。 2）验算带速v，有： = =5.28 m/s 因为5.28 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 1404=560 取=560（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距=8402)计算带所需的基准长度 = +(140+560) + =2832选取带的基准长度=28003）计算实际中心距 =840+=824 中心距变动范围：824-0.0152800 = 782.00 824+0.032800 = 908.00 （5）验算小带轮上的包角=180-（560-140）=150.79 90（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由140和72

10、0r/min查得 P=1.32据720r/min，=4.000 和A型带，查得 P=0.095查得=0.92，=1.11，于是： =(+) =(1.32+0.095)1.110.92 =1.44 2）计算V带根数z =2.63 故取3 根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =500+0.1 =209.18 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =23 209.18 =1214.55 N3.2 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距824小带轮直径140包角150.7

11、9 大带轮直径560带长2800带的根数3初拉力209.18 N带速5.28 m/s压轴力1214.55 N3.3 带轮的结构设计小带轮的结构设计d=42 因为小带轮直径=140300因此小带轮结构选择为实心式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.842=75.6L=1.6d=1.642=67.2B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48da=+2ha=140+22.75=145.5大带轮的结构设计d=35 因为大带轮直径=560因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.835=63L=1.6d=1.635=56B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=4

12、8da=+2ha=560+22.75=565.5第四章 齿轮传动的设计计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，齿轮2材料为45 钢(调质)硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数90。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.3齿宽系数，取1.2齿轮副传动比，4.488 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限650。查得齿轮2接触疲劳强度极限600。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作8年）180.000 2830084.15 =0.92 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，

13、安全系数1，得：617.5=582带入较小的有=2.32 =67.44 圆周速度 =0.64 齿宽 1.267.44 =80.93 模数 =3.37 齿高 22.53.37 =7.59 =10.67 计算载荷系数：已知使用系数1；根据0.64 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数11.0511.43 =1.50 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 67.44 =70.69 计算模数：=3.53 按齿根弯曲强度：计算载荷系数11.

14、0511.35=1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.20 查取应力校正系数： 1.55，1.78查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得=339.29 =263.29 计算齿轮1的并加以比较=0.0128 =0.0149 齿轮2的数值大则有：=2.49 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数3.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径70.69 来计算应有的齿数。则有： =23.56 24取24，则

15、 =244.488 =107.71 108计算齿轮分度圆直径：243.00 =721083.00 =324几何尺寸计算计算中心距：=198计算齿轮宽度：1.27290取95，90。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 198传动比 4.49 模数 3压力角20啮合角 20齿数 z 24108分度圆直径d72.00 324.00 齿顶圆直径da78.00 330.00 齿根圆直径df64.50 316.50 齿宽 b9590材料 40Cr(调质)45 钢(调质)齿面硬度 280HBS240HBS第五章 轴的设计 5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为4

16、5钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴110=28.97 轴110=47.14 （3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴30.99 轴51.85 将各轴的最小直径分别圆整为：=35，=55。5.2 轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11

17、=35。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10，取d12=41。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209，根据轴承内圈尺寸取d13=45。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=52。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=78.00 。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=52。d17：滚动轴承轴段，d17=d13=45。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=56。l12

18、：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=63.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=32l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=95l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=34图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d173541455278.00 5245长度l11l12l13l14l15l16l175663.632109510345.2.2 高速轴的校核圆周力=4795.57 径向力4795.57 20=

19、1745.44 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为其中带轮压轴力=1214.55 如高速轴结构图所示 =99.1 =82 =82=-1075.75 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。-1214.55 (-1075.75 )+1745.44 =1606.64 在垂直平面上为 - =-2397.78 轴承A的总支承反力为=2628.04 轴承B的总支承反力为=2886.29 （3）弯矩计算1214.55 99.1=.24 1606.64 82=.29 在垂直平面上为-2397.78 82=-.19 合成弯矩，有.24 =.45 （4）画出弯矩图如下图

20、所示（5）转矩和转矩图.36 齿轮轴和点A处弯矩较大，且A点轴颈较小，故A点剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为=8941.64 抗扭截面系数为=17883.28 最大弯曲应力为=13.46 扭剪应力为=9.65 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为=17.76 查得60 ，故强度满足要求。高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.3 低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=65，选取轴承型号为深沟球轴承6213。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74。d23：齿轮处轴

21、段，d23=67。d24：滚动轴承处轴段d24=65。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=63。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=55。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=38。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5l23：大齿轮宽度，取l23=88l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=50.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=54.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=84图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25

22、d26657467656355长度l21l22l23l24l25l263812.58850.554.6845.2.4 低速轴的校核圆周力=4639.28 径向力4639.28 20=1688.56 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 =108.1 =83 =83- =-844.28 在垂直平面上为=2319.64 轴承A、B的总支承反力为=2468.51 （3）弯矩计算-844.28 83=-70075.22 在垂直平面上为2319.64 83=.09 合成弯矩，有=.24 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图.25 因齿轮所在截

23、面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=20,=6。其抗弯截面系数为- =23734.35 抗扭截面系数为- =50681.93 最大弯曲应力为=8.63 扭剪应力为14.83 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为=19.78 查得60 ，故强度满足要求。低速轴弯扭受力图5.3轴承的选择及校核5.3.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。轴选轴承为：6209； 轴选轴承为：6213； 所选轴承的主要参数见表5.3。表 5.3 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN d

24、DBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6209458519527831.520.5621365120237411157.2405.3.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2628.04 NB点总支反力=2886.29 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1P1=fP（X1）=3153.65 NP2=fP（X2）=346

25、3.54 N4.验算轴承寿命因P138400h 轴承具有足够寿命。输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6213的基本额定动载荷Cr=57.2kN，基本额定静载荷Cr0=40kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2468.51 NB点总支反力=2468.51 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1）=2962.21 NP2=fP（X2）=2962.21 N4.验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿

26、命相同，为8（年）300（天）16（小时）=38400h。= h38400h 轴承具有足够寿命。5.4 联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴55 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、55 、 84从动端：J1型轴孔、A型键槽、55、84 J5584选取的联轴器为：TL9 GB/T4323 J15584联轴器所传递的转矩T=744.048 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为967.26 查得该联轴器的公称转矩为1000，因此符合要求。5.5键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键A1050 GB/T1096键的工作长度为l=L

27、-b=50-10=40，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度108.99 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A2084 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=84-20=64，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度58.42 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A1678 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-16=62，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MP

28、a，则其挤压强度88.16 MPa150MPa满足强度要求。第六章 箱体的结构设计6.1 箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1 箱体的结构设计名称符号计算公式结果箱体壁厚=0.025+188箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖

29、螺钉直径=（0.40.5）8，至外机壁距离课程设计手册26、22、16，至凸缘边距课程设计手册24、20、14大齿轮顶圆与内机壁距离1.210齿轮端面与内机壁距离15外机壁至轴承座端面距离526.2轴上零件的固定方法和紧固件（1）齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。（2）联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。6.3轴上轴承的润滑和密封当低速大齿轮转速2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当2m/s时，轴承润滑方式为脂润滑。低速大齿轮线速度为0.69 m/s，轴承润滑方式选择为脂润滑。脂润滑型号选择为：ZG-S石墨钙基润滑脂。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈41 J