一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解

1、机械设计基础课程设计说明书题 目：一级直齿圆柱齿轮减速器系另I：XXX系专 业：学生：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 传动轴承和传动轴及联轴器的设计17第七部分键连接的选择及校核计算20第八部分 减速器及其附件的设计22第九部分润滑与密封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轮减速器 .运输机连续单向运转I 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

2、失），减速器小 批量生产，使用期限5年（250天/年）,2班制工作，运输容许速度误差为5%布间有三 相交流，电压380/220V。2 .设计要求：1 .减速器装配图一（A1或A0）。2 .CAD绘制轴、齿轮零件图各一（A3或A2）。3 .设计说明书一份。3 .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V带和带轮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。

3、2 .特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3 .确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在高速级。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。选才 V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率a:20.96X0.982X0.97 X0.99 X0.96=0.851为V带的效率，2为轴承的效率，3为齿轮啮合传动的效率，4为联轴器的效率，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电动机的选择 皮带速度v：v=1.35m/s工作机的功率Pw：F W10001560 X

4、1.3510002.11 KW电动机所需工作功率为：PwPd二一 “a2.11蕨=2.48 KW执行机构的曲柄转速为：60X1000V60X1000X1.35兀 )250103.2 r/min经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比 仁24, 一级圆柱直齿轮 减速器传动比i2=36 ,则总传动比合理围为ia=624 ,电动机转速的可选围为nd=iaXn = (6 X24) X103.2 = 619.22476.8r/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Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为 3KW,满载转速nm=1430r/min

5、,同步转速1500r/min。2确定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=1430/103.2=13.9(2)分配传动装置传动比：ia=i0 xi式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5,则减速器传动比为：i=ia/i0=13.9/3.5=4第四部分计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速：m = n m/i 0 = 1430/3.5 = 408.6 r/minnn = m/i = 408.6/4 = 102.2 r/minnm = nn = 10

6、2.2 r/min(2)各轴输入功率:Pi = PdX= 2.48 X0.96 = 2.38 KWPii = Pi X=2.38 X0.98X0.97 = 2.26 KWPiii = Pii X = 2.26 X0.98X0.99 = 2.19 KW则各轴的输出功率：Pi = PiX0.98 = 2.33 KWPii = PiiX0.98 = 2.21 KWPiii = PiiiX0.98 = 2.15 KW(3)各轴输入转矩：Ti = TdXi0X 电动机轴的输出转矩：Td = 9550xPd2.489550 *正016.6 Nm所以:Ti = Td XkX=16.6 X3.5X0.96 =

7、 55.8 NmTii = Ti MX= 55.8 义4 X0.98X0.97 = 212.2 NmTiii = TiiX= 212.2 X0.98 0.99 = 205.9 Nm输出转矩为:Ti = TiX0.98 = 54.7 NmTii = TiiX0.98 = 208 NmTiii = TiiiX0.98 = 201.8 Nm第五部分V带的设计1选择普通V带型号计算功率Pc：Pc = KAPd = 1.1 X2.48 = 2.73 KW根据手册查得知其交点在 A型交界线围，故选用A型V带。2确定带轮的基准直径，并验算带速取小带轮直径为di = 100 mm,则：d2 = n 1 xd1

8、 X(1- )/n2 = i o xd1 X(1-)=3.5 X100X(1-0.02) = 343 mm由手册选取d2 = 335 mm。带速验算：V = nmXd1X /(60 X1000)=1430 X100X 460 X1000) = 7.48 m/s介于525m/s围，故合适。3确定带长和中心距a0.7 X(d1+d 2)0 a00 2 X(dI+d 2)0.7 X(100+335) a02 x(100+335)304.5a01205确定带的根数：Z = Pc/(P+ P0)XKl XK故要取Z = 2根A型V带。6计算轴上的压力：由初拉力公式有： _ _2R = 500 XPcX(

9、2.5/K -1)/(Z W)+q W=500 X2.73X(2.5/0.93-1)/(2 X7.48)+0.10 X7.482 = 159.6 N作用在轴上的压力：Fq = 2 XZXF0Xsin( i/2)=2 X2X159.6Xsin(155.4/2) = 623.7 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：故选用一级圆柱直齿轮减速器，小考虑此减速器的功率及现场安装的限制， 齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面材料：小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。大齿轮选用 45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Zi = 21 ,则

10、:Z2 = ii2XZi = 4X21 = 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 = 1.22） T1 = 55.8 Nm3）选取齿宽系数d = 14）由表8-5查得材料的弹性影响系数 Ze = 189.8，MPa5）由图8-15查得节点区域系数Zh = 2.56）查得小齿轮的接触疲劳强度极限：he = 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 = 60nkt h = 60 408.6 X1 X5 X250 X2X8 = 4.9 X10888大齿轮

11、应力循环次数：N2 = 60nkt h = N 1/u = 4.9 X10 /4 = 1.23 X108）由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khni = 0.9,Khn2 = 0.929）计算接触疲劳许用应力，取失效卞S率为1%安全系数S=1,得： H1 =KHN1 0Hlim1=0.9X610 = 549 MPa许用接触应力:3设计计算: H2 =KHN2 Hlim2=0.92 X560 = 515.2 MPah = ( Hl+h2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa小齿轮的分度圆直径：dit：3 /2X2.5X55.8X1000 4+12.5X189.8 2=65

12、.2 mm4修正计算结果:1）确定模数:d1t mn =Z165.221 = 3.1 mm取为标准值:3 mm。2）中心距:Z1+Z2mn2(21+84)x3=157.5 mm3）计算齿轮参数:d1 = Z 1mn = 21 X3 = 63 mmd2 = Z2mn = 84 X3 = 252 mmb圆整为整数为：b = 63 mm。4)计算圆周速度v:7td1n13.14X63 08.6v = = = 1.35 m/s60 X100060 X1000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)确定公式各计算数值:1)由表8-3查得齿间载荷分配系数：Kh = 1.1 ,长=1

13、.1 ;齿轮宽高比为:bbh (2h +c*)m a n63=9 33(2 X1+0.25) X39.33求得:& = 1.09+0.26 d2+0.33 X10-3b = 1.09+0.26 X0.82+0.33 X10-3X63 = 1.37,由图 8-12 查得：Kf = 1.342) K = KaKvKf Kf = 1 X1.1 X1.1X1.34 = 1.623)由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数:齿形系数:YFa1 = 2.73YFa2 = 2.23应力校正系数：YSa1 = 1.57YSa2 = 1.774)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:

14、Flim1 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa5)同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N1 = 4.9X1088大齿轮应力循环次数：N2 = 1.23 X10d = 63 mmd2 = 252 mm6)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为:Kfni = 0.85Kfn2 = 0.897)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3,由式8-15得:_ KFN1 Flim1 _ 0.85 X245 _S1.3KFN2 0Flim2F2 =s 0.89 X22013=150.6YFalYSaloF1YFa2YSa2皿22.73X1.57160.22.23X1.77150.6=0.02675=0

15、.02621小齿轮数值大选用(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:2 X1.62 X55.8 X1000 X0.026752= 2.22 mm1X212.220 3所以强度足够(3)各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径：b = dXdi = 63 mmb圆整为整数为：b = 63 mm圆整的大小齿轮宽度为：bi = 68 mmb2 = 63 mm中心距：a = 157.5 mm ,模数：m = 3 mm第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计 1输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti：Pi = 2.38 KW ni = 408.6 r/minTi = 55.8 Nm2求作用在齿轮上的力

16、：已知小齿轮的分度圆直径为：di = 63 mmM：Ft =2Ti2X55.8Xi00063=i77i.4 NFr = FtXtan3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），根据机械设计基础课程设计（第八版）表i5-3 ,取Ao = ii2 ,得:d min =3 2.38=/礴=20.2 mm显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大 4% 故选取:di2 = 21 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)将+2 Xf = (2-1) X18+2 X8 = 34 mm ,为保证大带轮定位可靠取：li2 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，

17、故取II-III段轴直径为：d23 = 26 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20,取h = 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、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承径标准，故取:d34 = d 78 = 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：dXDk=30X62X16 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 = d 67 = 36 mm ,取：口 = 167 = 5 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段

18、尺寸的确定。由于：d10 2d56 ,所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以 = 68 mm ;则：囱=T+s+a-l 45 = 16+8+11-5 = 30 mm九=T+s+a-l 67 = 16+8+11+2-5 = 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 Li = （34/2+35+16/2）mm = 60 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm 2）计算轴的支反力：

19、水平面支反力（见图b）:Fnhi =FtL3L2+L3_ 1771.4X63=61+63=900 NFnH2 =FtL2L2+L31771.4X6161+63=871.4 N垂直面支反力（见图d）:FnV1 =FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L3644.7X63-623.7 X(60+61+63)61+63-597.9 NFnV2 =FrL2+FQL1L2+L3644.7X61+623.7X6061+63=618.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩：Mh = FNH1L2 = 900 X61 Nmm = 54900 Nmm截面A处的垂直弯矩：Mvo = FqLi =

20、 623.7 X60 Nmm = 37422 Nmm截面C处的垂直弯矩：Mvi = FNV1L2 = -597.9 X61 Nmm = -36472 NmmMv2 = FNV2L3 = 618.9 X63 Nmm = 38991 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）0截面C处的合成弯矩：Mi = M2+M： = 65911 NmmH V1M2+M2= 67337 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

21、公式（14-4）,取=0.6,则有：MPaMca7M1 + （肝1），659112+（0.6X55.8X10oOj20.1 X633=3 MPa 0.07d = 0.07 X58 = 4.06 mm,轴肩宽度：b 1.4h = 1.4 X4.06 = 0 mm ,所以：d56 = 67 mm ,离=6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套 筒定位，则：134 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm167 = 2+T+s+a+2.5-1 56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5轴的受力分析和校核：1）作轴的计算简图（见图a）:根据6210深沟

22、球轴承查手册得T= 20 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （63/2-2+43.5+61-20/2）mm = 124 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （63/2+6+37.5-20/2）mm = 65 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:Fnhi =L2+L3124+65FtL3 1684.1 X65=579.2 NFtL2FNH2 = L2+L31684.1X124124+65=1104.9 N垂直面支反力（见图d）:FrL3FNV1 = L2;L3613X65124+65=210.8 N_ FrL2 FNV2 = L2+L3613X124124+65=402.2 N3）

23、计算轴的弯矩，并做弯矩图: 截面C处的水平弯矩:Mh = FNH1L2 = 579.2 X124 Nmm = 71821 Nmm截面C处的垂直弯矩:Mv = FNV1L2 = 210.8 X124 Nmm = 26139 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）o 截面C处的合成弯矩:M =M2+M2 = 76430 NmmH V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:Mc

24、a ca = WWM1+ (k3)27764302+(0.6 X212.2 X1000)20.1 X583MPa=7.6 MPaTi,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：bxhM = 16mm X10mm X50mm ,接触长度:l =50-16 = 34 mm ,则键联接所能传递的转矩为：1T = 0.25hl d f = 0.25 X10 X34 X58 X120/1000 = 591.6 NmTT2,故键满足强度要求。(2)校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhM = 12mm X8mm X70mm ,接触长度:l =70-

25、12 = 58 mm ,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld f = 0.25 X8 X58 X40 X120/1000 = 556.8 NmTT2,故键满足强度要求。第九部分轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命:Lh = 5 X2X8X250 = 20000 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 = 644.7 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:5084 N(3)选择轴承型号:查课本表11-5,选择:6206轴承，C = 19.5 KN,由课本式11-3 有:10660W08.6106 C3Lh = P60nd1

26、学3 = 1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 = 613 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:入6。3 /60X102.2C = P 6Lh = 613 XyJ6OOOO = 3046 N(3)选择轴承型号：查课本表11-5 ,选择:6210轴承，C = 35 KN ,由课本式11-3有:Lh =106 C3P 60nd 1=3.04 X107Lh_10635 X1000 3=60X102.2613所以轴承预期寿命足够。第十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

27、力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便 于制造，重量轻，成本低廉的机器。2箱体（盖）的材料：由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用 HT15-33灰铸铁制造。这是 因为铸造的减速箱刚性好，易得到美观的外形，易切削，适应于成批生产。3箱体的设计计算，箱体尺寸如下：代号名称计算与说明结果箱体壁厚=0.025a+3 8取二10 mm箱盖壁厚=0.02a+3 8=10 mm箱体加强筋厚=0.85=0.85 X10 = 8.5=10 mm箱盖加强筋厚=0.85=0.85 X10 = 8.5=10 mm箱体分箱面凸缘厚b=1.5=1.5 X10 = 15mmb = 15mmb1箱盖分箱面凸缘厚b产 1.51.5X10 = 15mm取 b = 15 mmmmb2dfd1d2d3d4平凸缘底厚地脚螺栓轴承螺栓联接分箱螺栓轴承盖螺钉检查孔螺钉地脚螺栓数第十一部分b2 = 2.35 = 2.35X10 = 23.5mm 取 b2 = 24 mmdf = 0.036a+12 = 18.37d1 = 0.