一级减速箱设计zpq副本

1、 目录第一章 设计任务书1第二章 电机的选择2第三章 计算传动装置的运动和动力参数4第四章 传动装置的运动和动力设计4第五章 圆柱斜齿轮传动的设计6第六章 轴的设计计算12第七章 轴承的设计与校核19第八章 键的选择和连接23第九章 联轴器的选用24第十章 箱体设计24第十一章 减速器润滑密封25第十二章 设计心得26第十三章 参考文献27第十四章 数据修改27 第1章 设计任务书题目：设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。工作条件：连续单向运转，工作有轻轻微震动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作。输送机工作轴转速的容许误差为±5%。原始数据：运输机工作轴转矩 T=260

2、N·m 运输机工作轴转速 n=140 r/min第2章 电机的选择1、 电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：螺旋输送机所需功率： 由式 Pw=T·n/9550 (kw) 得：Pw=260x140/9550=3.81 kw电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由电动机至输送机的传动总效率为：总=×2×××5根据机械设计课程设计86表12-8 式中：1、

3、2、3、4、5分别为联轴器1、滚动轴承（一对）、圆柱直齿轮传动、联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。 取=0.99 20.98，0.97，0.99、 50.93则：总=0.99×0.982×0.97×0.99×0.93 = 0.84所以：电机所需的工作功率：Pd=/总 = 3.81/ 0.82 = 4.65 (kw)由设计指导书可知，满足PePd条件的系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取5.5 KW。3、确定电动机转速 输送机工作轴转速为： nw（1-5%）（1+5%）×125r/min 118.8131.3 r/min根据机械设计课程设计7表

4、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=35。取开式圆锥齿轮传动的传动比=3 。则总传动比理论范围为：a ×=15。故电动机转速的可选范为 Nd=a× n =(615)×120 =8402100 r/min则符合这一范围的同步转速有：1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出二种适用的电动机型号：（如下表）方案电动机型号额定功率kw电动机转速 (r/min)传动装置传动比同步转速满载转速总传动比圆锥齿轮传动减速器1Y132S-45.51500144010.2933.432Y132M2-65.510009606.8623.43

5、综合考虑电动机和传动装置的尺寸和圆锥齿轮带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安装尺寸 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E132515×345×315216×1781838×80电动机主要外形尺寸：第三章 计算传动装置的运动和动力参数1、 确定传动装置的总传动比和各级传动比的分配 1.1、 传动装置总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得传动装置总传动比为： ia= nm/ n = 96

6、0/140=6.86总传动比等于各传动比的乘积ia=i0×i （式中i0、i分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比） 1.2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书，取i0=2（圆锥齿轮传动 i=23）因为：iai0×i所以：iiai0 6.86/2 3.43第四章 传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为电机轴、轴、轴、轴、轴i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到

7、各轴的运动和动力参数4.1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转速： 轴：n= nm=960（r/min）轴：n= n/ i=960/3.43=279.88r/min III轴：n= n 螺旋输送机：nIV= n/i0=279.88/2=139.94 r/min（2）计算各轴的输入功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1=4.65×0.99=4.6035（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =4.6035×0.98×0.97 =4.376（KW） III轴： P= P·23= P·2&

8、#183;4 =4.376×0.98×0.99 =4.246（KW） 螺旋输送机轴：PIV= P·5 =4.246×0.93 =3.949（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/n m =9550×4.65/960 =46.26 N·m轴： T= Td·01= Td·1 =46.26×0.99=45.80 N·m 轴：T= T·i·12= T·i·2·3 =45.80×3.43×

9、0.98×0.97=149.33 N·mIII轴：T= T·2·4=144.88 N·m螺旋输送机轴：TIV = T ·i0·5=144.88*2*0.93=269.18N·m计算结果汇总表轴名功效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率电动机轴4.6546.2696010.99轴4.603545.809600.973.43轴4.376149.33279.880.97轴4.246144.88279.8820.93输送机轴3.949269.18139.94第五章 圆柱斜齿轮传动的设计

10、齿轮传动的适用范围很广，传递功率可高达数万千瓦，圆周速度可达150ms(最高300ms)，直径能做到10m以上，单级传动比可达8或更大，因此在机器中应用很广。 5.1 齿轮参数计算 1、选精度等级、材料及齿数 1 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。2 由表13-1选择小齿轮40C r（调质热处理）硬度280HBS ，大齿轮45钢（调质热处理）硬度240HBS，二者硬度差值为40HBS；3 选择初选螺旋角=15°，取Z1=20，Z2=Z1×i=20×3.43=68.6 取Z2=69。2、按齿面接触强度设计d2t（1）确定公式内的

11、各计算数值1) 试选载荷系数kt=1.6。2) 小齿轮传递的转矩 T1=(95.5×105P1)/n1=4.580×104 Nmm3) 查阅图13-19查得，选取区域系数zH=2.435。4) 有公式13-19查得，=1.625) 查阅P276表13-5可得，材料的弹性影响系数zE=189.8MPa齿轮材料为锻钢6) 查阅P281表13-6可得，选取齿宽系数=17) 查阅P206式10-13可得，计算应力循环次数N=60njLhj 为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；n为齿轮转速；Lh为齿轮的工作寿命。N1=60×960×(2×8×

12、300×8)=2.21×109 N2=2.21×109/3.43=6.443×1088) 由表13-4。接触疲劳寿命系数ZN1=0.9，ZN2=0.959) 查阅图13-13c可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=580Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限=550Mpa10) 计算接触疲劳许用应力。 由表13-4。按一般可靠度，S=1。=( ×ZN1 )/ S 522 Mpa=(×ZN2)/S517 Mpa<取H=517Mpa（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式d1t得d1t=68.42mm2) 计算圆周

13、速度3) v=3.44 m/s4) 计算齿宽b及模数mnt.b=dd1t=1×68.42=68.42mm mnt=3.30mmh=2.25mnt=2.25×3.30=7.425mm=68.42/7.425=9.215) 计算纵向重合度=0.318×1×20×=1.7046) 计算载荷系数k查阅资料可得使用系数kA=1，根据v=3.44m/s，7级精度，查阅附图13-1可得动载荷系数kv=1.11，查阅附表13-3可得， =1.11查阅附表13-1可得，7) 计算动载荷系数 8) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由试（10-10a）得，d

14、1=d1t=68.42=66.63mm9) 计算模数mnmn=3、 按齿根弯曲强度设计由式（10-17） mn（1） 确定计算参数（2）（3）1) 由图13-9c查的小齿轮的弯曲疲劳强度=220Mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限=200Mpa2) 由图13-10取弯曲疲劳寿命系数，YN1=0.86，YN2=0.93) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.25,有标准规定得=2：，由式13-8得：F1=302.72 MpaF2=288 Mpa4) 根据纵向重合度1.704，查图13-18得：螺旋角影响系数Y=0.875。5) 计算当量齿数。 =22.19=76.56取整得：=23=80。由表1

15、3-3可得：YFa1=2.69，YFa2=2.226) 查取应力校正系数。由表13-3可得：Ysa1=1.575，Ysa2=1.777) 计算大、小齿轮的并加以比较Yfa1Ysa1/F1 Yfa2Ysa2/F2比较后得大齿轮的数值大。（2）设计计算 mn=1.31取整mn=2对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，则取mn2mm，已满足弯曲疲劳强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=66.63 mm来计算应有的齿数。于是由Z1=32.18mm取z1=32，则z2=i·z1=3.14×32=110。

16、5.几何尺寸计算 中心矩a=147.01 mm圆整中心矩 a=147.01mm取整a=148mm 按圆整中心矩修正螺旋角=arccos= arccos=15°因值改变不多，故参数、zH等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=66.26mmd2=227.76mm 计算齿轮宽度取整b2=70mm,b1=b2+5=75mm斜齿轮传动参数表名称符号计算公式高速齿轮数值低速齿轮数值螺旋角15法面模数2端面模数 2.07法面压力角20端面压力角20.65法面压力角=6.28端面齿距=6.50法面基圆齿距5.90法面顶高系数1法面顶系数0.25分度圆直径d66.26227.76基圆直径62.

17、00213.13齿顶高=22齿跟高=（+）2.52.5齿顶圆直径70.26231.76齿根圆直径61.26222.76标准中心距a=148第六章 轴的设计计算6.1 减速器输入轴（I轴）6.1.1 初步确定轴的最小直径选用40C r调质，硬度280HBS轴的输入功率为PI=4.6035 KW 转速为nI=960r/min由P333得：de （A取110）连接联轴器，有一根键，则dm=de×1.05=18.55×1.05=19.48mm由课程设计P145初选弹性柱销联轴器 TL5(T=125N·m,L=62mm),则最小轴径dm取25mm6.1.2 轴的结构设计由于

18、齿根圆直径df3dm所以高速轴采用齿轮轴设计。1）零件装备如下图：2）确定轴各段直径和长度 左起第一段与TL5(T=125N·m,L=62mm)弹性柱销联轴器连接，轴径d1=25mm轴长L1=60mm; 左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，d2=d1+2×(2-3)=29-31mm因必须符合轴承密封元件的要求，经查表，取=30mm。箱体结构未知，L2=45； 齿轮采用对称安装，则有L4=B1=75mm,d4=da=70.26mm,圆整，取值d4=71mm; 旋转构件应距离箱体15mm，则齿轮距箱体15mm，距离轴承20mm,L5=12mm。轴承初选7207AC（d×

19、;D×B=35×72×17 mm），则L3=L6=17mm,d3=35mm,d5=40mm 6.1.3 校核轴的强度 3.1 按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示图中 b=c=62.63mm a=79.5mm(初取L2=41) T=45.80 N·m (1)确定作用在轴上的载荷：圆周力 Ft=径向力 Fr=轴向力 Fa= Fttg=1382.43×tg15°=370.42N(2) 确定支点反作用力及弯曲力矩支承反力 FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×1382.43=691.22N设装齿轮的轴身的截面弯曲力矩

20、为截面- MIH=FRBH b=691.22×62.63=43291.1N·mm * 支承反力 FRBV= FRCV=装齿轮的轴身的截面弯曲力矩 M´IH =FRBV·b=364.34×62.63=22818.61N·mm M´´IH =FRCV·c=156.57×62.63=9805.98N·mm合成弯矩 M´WI =N·mm M´´WI= N·mm轴上的扭矩 T=45800 N·mm 已知轴的材料为40C r（调质热处理）

21、,由表15-1其B=735MPa；-1b=70MPa，0b=120MPa。则 70/120=0.58截面-处的当量弯矩 N·mm截面-为与联轴器相连的截面，该处的当量弯矩 N·mm故轴截面-处的直径 d=mm 满足设计要求； 轴截面-处的直径d=mm 有一个键槽，则增大5%得16.38mm，也满足设计要求。6.2 减速器输出轴（轴）6.2.1 初步确定轴的最小直径选用45调质钢，硬度217-255HBS轴的输入功率为PI=4.376 KW 转速为nI=279.88r/minde （A取110）拟定轴上零件的装配方案如下图所示： 截面I-I 截面II-II6.2.2确定轴各段

22、直径和长度右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取30mm，根据计算转矩TC=KA×T=1×149.33=149.33·m，查标准GB/T 50141985，选用TL5型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=82mm,轴段长L1=80mm；右起第二段，考虑密封要求，d2取35mm，L2=41；右起第三段，初选7208AC(d×D×B=40×80×18),d3=40mm,L3=34mm右起第四段，安装齿轮，d4=45mm,L4=B2-2=70-2=68mm右起第五段，定位齿轮的轴肩，d5

23、=50mm,L5=15.5mm右起第六段，d6=d3=40,L6=283.1 按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算 根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一样，只是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图所示：图中 b=c=63.75mm a=90mm(初取L241) T=149.33 N·m (1)确定作用在轴上的载荷：大齿轮分度圆直径d2=227.76mm圆周力 Ft=径向力 Fr=轴向力 Fa= Fttg=×tg15°=351.36N 确定支点反作用力及弯曲力矩水平面中的计算简图如图6.2a所示。支承反力 FRBH

24、 =FRCH =0.5Ft=0.5×1311.30=655.65N截面-（安装大齿轮）的弯曲力矩 MIH=FRBH b=655.65×63.75=41797.65N·mm 支承反力 FRBV= FRCV=截面-的弯曲力矩 M´IH =FRBV·b=×63.75=35756.1 N·mm M´´IH =FRCV·c=-66.77×63.75=-4256.59 N·mm合成弯矩 M´WI =N·mm M´´WI= N·mm轴上的扭

25、矩 T=149330N·mm。（3） 计算截面-、截面-的直径已知轴的材料为45（调质热处理）,其B=640MPa；-1b=60MPa，0b=100MPa。则 60/100=0.6截面-处的当量弯矩 N·mm截面-处的当量弯矩 N·mm故轴截面-处的直径 d=mm 有一个键槽，则增大5%得27.27mm45mm 满足设计要求； 轴截面-处的直径d=mm 有一个键槽，则增大5%得31.88mm<45mm，也满足设计要求。 第七章 轴承的设计与校核7.1高速轴轴承的设计与校核查机械设计课程设计P133可知角接触球轴承7207AC的基本额定动载荷，基本额定静载荷。

26、根据设计条件，轴承的预期寿命为：1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-1。图7-1 高速轴轴承的受力分析图已知小齿轮上的力： 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa= 370.42N小齿轮分度圆直径d=66.26-Fr1v=162.48N2、求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2对于7207AC型轴承，查表P39817-5轴承内部轴向力Fs=0.68Fr，其判断系数e=0.68，因此可估算因为 Fs1所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故 Fa1= 3、 求轴承的当量动载荷P1和P2由表16-11分别进行查表得径向载荷系数和

27、轴向系数为轴承1：X1=0.41,轴承2：因轴承运转中有轻微载荷，按表P398-399 17-6和表17-7，fp=1.0，。则4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，=3而轴承的预期寿命为：，。满足设计要求。7.2低速轴轴承的设计与校核查机械设计课程设计P133可知角接触球轴承7208AC的基本额定动载荷，基本额定静载荷。根据设计条件，轴承的预期寿命为：1、求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，受力如图7-2图7-2 低速轴轴承的受力分析图已知大齿轮上的力： 圆周力 Ft= 径向力 Fr= 轴向力 Fa=351.30N大齿轮分度圆

28、直径d=227.76mm-Fr1v=-66.77N2、求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2对于7208AC型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力Fs=0.68Fr，其判断系数e=0.68，因此可估算因为 Fs2所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故 Fa1= 4、 求轴承的当量动载荷P1和P2由机械原理表P39817-5分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为轴承1：X1=0.41,轴承2：因轴承运转中有轻微载荷，按机械原理表P398-399 17-6和表17-7，fp=1.0，。则4、验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算，=3而轴承的预期寿命为：，。满足设计要求。第八章 键连接的选择和校

29、核1、 高速轴连接联轴器处键输入轴外伸端直径d=25mm，考虑到键在轴末端处安装，根据机械设计课设设 计P122-123中，选 单圆头普通C型平键bh=8mm7mm。键长L=56mm。选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，则其工作表面的挤压应力为*查阅相关资料可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压 强度要求。2、 安装低速轴与大齿轮连接处的键 直径d=45mm,考虑到键在轴中部安 装，根据机械设计课设设计P122-123中，选圆头普通A型平键，键bhL=16mm10mm65mm。选择45钢， =49，则其工作表面的挤压应力为 当载荷平稳时，许用挤压应力，故连接能满足挤压强度要求。3

30、、 安装低速轴与联轴器连接处的键 选用单圆头普通C型平键，根据齿处轴的直径为d=30mm，根据机械设计课设设计P122-123中，查得键的截面尺寸为键，键长取L=78mm。 键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力，键工作长度l=L-b/2=73mm，键与轮毂键槽的接触高度 由于键采用静联接，冲击轻微，所以连接能满足挤压强度要求。 第九章 联轴器的选用联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。联轴器的选择原则：转矩T： T，选刚性联轴器、无弹性元件

31、或有金属弹性元件的挠性联轴器； T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器；转速n：n，非金属弹性元件的挠性联轴器；对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器；半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270500铸钢。链齿硬度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。第十章 箱体设计减速器箱体的各部分尺寸表箱座厚度8箱盖厚度18箱盖凸缘厚度b112箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df0.036a+12

32、M18地脚螺钉数目6轴承旁联结螺栓直径d1M14盖与座联结螺栓直径d2M10螺栓的间距：150-200轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)dfM10视孔盖螺钉直径(0.3-0.4)dfM6定位销直径dd=（0.7-0.8）d27df,d1,d2至外箱壁的距离C120df,d2至凸缘边缘距离C218外箱壁至轴承座端面距离l145轴承旁连接螺栓距离SS一般取S=D2116 134轴承旁凸台半径R118轴承旁凸台高度hh待定箱盖、箱座上肋板的厚度m1=0.851,m=0.85m=7mm,m=7mm大齿轮顶圆与箱内机壁间距离11>=10齿轮端面与箱内机壁距离210轴承端盖外径D2D+55.5d

33、3D2=120,D2=125轴承外径DD=72,D=80第十一章 减速器润滑密封一.润滑方式（1）齿轮但考虑成本及需要，在这里选用浸油润滑。（2）轴承采用脂润滑二.润滑油牌号及用量（1）齿轮润滑选用150号机械油（GB 443-1989）最低最高油面距（大齿轮）10-20mm，需要油量1.5L左右。（2）轴承润滑选用2L-3型润滑脂（GB 7324-1987）用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。三.密封形式（1）箱座与箱盖凸缘接合面的密封，选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处接合面的密封，在与机体间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。（3）轴承孔的密封，闷盖和透盖作密封与之对应的轴承外部，轴的外伸端与透盖间的间隙，选用半粗半毛毡加以密封。