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 别：XXX系专 业：学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：二零一二年五月一日目录第一部分 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

2、. 运输机连续单向运转 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%, 车间有三相交流 ,电压 380/220V。二.设计要求:1. 减速器装配图一张（A1 或 A0）。2. CAD 绘制轴、齿轮零件图各一张（A3 或 A2）。3. 设计说明书一份。三.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.

3、箱体结构设计 10润滑密封设计11.联轴器设计第二部分1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。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传动装置总体设计方案选择 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：a= _ & ；: Z.96X.982X.97X0.99X0.96=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

4、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：FXV1560X1.35pw=1000 =1000=2.11 KW电动机所需工作功率为：prw2.11pd=na=0.85 =2.48 KW执行机构的曲柄转速为：经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i1=24, 一级圆柱直齿 轮减速器传动比 i2=36，贝U总传动比合理范围为 ia=624,电动机转速的可选范 围为 nd= iaXn = (6X24)X103.2 = 619.22476.8r/min。综合考虑电动机和传动装60X1000V _n XD

5、=60X1000X1.35n X250103.2 r/min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，同步转速 1500r/min2 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=ioXi式中 i0,ii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 i=3.5，贝 U 减速器传动比为：i=ia/i0=13

6、.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：ni= nm/i0= 1430/3.5 = 408.6 r/minnil= ni/i = 408.6/4 = 102.2 r/minniii= nil= 102.2 r/min(2) 各轴输入功率：Pi= PdX - = 2.48X0.96 = 2.38 KWPii= PiX ；= 2.38X0.98X0.97 = 2.26 KWPiii= PiiX二:=2.26X0.98X0.99 = 2.19 KW则各轴的输出功率:PI= PIX0.98 = 2.33 KWPII= PIIX0.98 = 2.21 KWPII= PIII

7、X0.98 = 2.15 KW(3) 各轴输入转矩：TI= TdXioX -电动机轴的输出转矩：Td= 9550X 出2.48=9550X143016.6 NmPc= KAPd= 1.1X2.48 = 2.73 KW根据手册查得知其交点在 A 型交界线范围内，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= niXdiX(1- )/n2= i0XdiX(1-；)=3.5X100X(1-0.02) = 343 mm由手册选取 d2= 335 mm。带速验算：所以:TI= TdXi0X -= 16.6X3.5X0.96 = 55.8 NmT

8、II= TIXiX?；= 55.8X4X0.98X0.97 = 212.2 NmTIII= TIIX: = 212.2X0.98X0.99 = 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：V = nmXd1X n/(60X1000)=1430X100X n/(60X1000) = 7.48 m/s介于 525m/s 范围内，故合适。3 确定带长和中心距 a0.7X(d 什 d2)aoW2X(d1+d2)0.7X(10

9、0+335)waoW2X(100+335)304.5Wa012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+.：P0)XKLXK-=2.73/( (1.32+0,17) 1,010.93) = 1.95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：2F0= 500XPcX(2.5/K -1)/(ZXV)+qXV=500X2.73X(2.5/0.93-1)/(2X7.48)+0.10X7.482= 159.6 N作用在轴上的压力：FQ= 2XZXF0XsinG1/2)=2X2X159.6Xsin(155.4/2) = 623.7 N第六部分齿轮的设计(一)高速级齿轮传

10、动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小 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：Z1= 21,则: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

11、节点区域系数 ZH= 2.56)查得小齿轮的接触疲劳强度极限：二Hlim1= 610 MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:cHlim2= 560 MPa。7)计算应力循环次数:8小齿轮应力循环次数：N1= 60nkth= 60X408.6X1X5X250X2X8 = 4.9X10大齿轮应力循环次数：N2= 60n kth= N1/U = 4.9X108/4 = 1.23X1088)由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数：KHN1= 0.9,KHN2= 0.929)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%安全系数 S=1,得:匚H1KHN1cHlim1S=0.9X610 = 549 MPa二HKHN

12、2cHlim2S=0.92X560 = 515.2 MPad1t许用接触应力:二H = (；H1+；H2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 设计计算:4 修正计算结果:1)确定模数:取为标准值：3 mm。d1= Z1mn= 21X3 = 63 mmd2= Z2mn= 84X3 = 252 mmb =dXd1= 63 mmb 圆整为整数为：b = 63 mm4)计算圆周速度 v:=3.14X63X408.6=60X1000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:32X2.5X55.8X1000 4+1X2.5X189.8 2小c532.1=

13、葩2 mmd1t mn =_Z1警=3.1 mm2)中心Z1+Z2mn(8必=157.5 mm3)计算齿轮参数:ndnv =60X1000=1.35 m/s小齿轮的分度圆直径(1) 确定公式内各计算数值:1)由表 8-3 查得齿间载荷分配系数：KH：. = 1.1, KF. = 1.1 ;齿轮宽高比为:求得：KH: = 1.09+0.26 d2+0.33X10-3b = 1.09+0.26X0.82+0.33X10-3X63 = 1.37,由图 8-12 查得：KF! = 1.342)K = KAKVKFKFI = 1X1.1X1.1X1.34 = 1.623)由图 8-17、8-18 查得齿

14、形系数和应力修正系数：齿形系数：YFa1= 2.73 YFa2= 2.23应力校正系数：Ysa1= 1.57 Ysa2= 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:CFlim1=245 MPaCFlim2=220 MPa5)同例 8-2 :小齿轮应力循环次数：N1= 4.9X108大齿轮应力循环次数：N2= 1.23X1086)由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1= 0.85KFN2= 0.897)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：b(2h；+c*)m63(2X1+0.25)X=9.33KFN1cFlim1S0.85X2451

15、.3=160.2二F2KFN2cFlim2 0.89X2201.3=150.62.22W3 所以强度足够(3)各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径:d1= 63 mmd2= 252 mmb = -dX d1 = 63 mmb 圆整为整数为：b = 63 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1= 68 mm b2= 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/mi n Ti= 55.8 Nm小齿轮数值大选用丫Fa1YSa12.73X1.5

16、7160.2=0.02675丫Fa2YSa2cF2=2.23X1.77=150.6=0.02621(2)按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度:=2.22 mm2 求作用在齿轮上的力：已知小齿轮的分度圆直径为：di= 63 mm则：2T12x55.8x1000Ft=63=1771.4 Nd1Fr =Ftxtan：= : = 4.7N3 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：.3/P13/2.38dmin= A0X飞/ 一 = 112X、/4086 = 20.2 mmVn1显然，输入轴

17、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)xe+2Xf = (2-1)x18+2x8 = 34mm,为保证大带轮定位可靠取：Ii2= 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取 11-111 段轴直径为：d23= 26 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20,取:I23= 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, 其段满足轴承内径标准，故取：d34= d78= 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承 样本选用：6206 型

18、深沟球轴承，其尺寸为：dxDxT = 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= d67= 36 mm，取：145= |67= 5 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于：diw2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:156= 68 mm；贝 U:I34= T+s+a45= 16+8+11-5 = 30 mml78= T+s+a-l67= 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 mmL1

19、= (34/2+35+16/2)mm = 60 mm齿宽中点距左支点距离齿宽中点距右支点距离2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）:垂直面支反力（见图 d）:带轮中点距左支点距离L2= (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mmL3= (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mmFNH1=FtL3L2+L3FNH2=FtL2L2+L3=1771.4X63=61+63_ 1771.4X61=61+63=900 N=871.4 NFNV1=FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L3644.7X63-623.7X(60+61+63)61+63=-597.9 NFNV2=Fr

20、L2+FQL1L2+L3=644.7X61+623.7X60=61+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= FNHIL2= 900X61 Nmm = 54900 Nmm截面 A 处的垂直弯矩：MV0= FQLI= 623.7X60 Nmm = 37422 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：MVI= FNVIL2= -597.9X61 Nmm = -36472 NmmMV2= FNV2L3= 618.9X63 Nmm = 38991 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c ）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩:作合成弯矩图（图 f）4）作转矩图（图

21、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 a = 0.6，贝 U 有:=3 MPa 0.07d = 0.07X58 = 4.06 mm,轴肩宽度：b 1.4h = 1.4X4.06 = 0 mm,所以：d56= 67 mm, l56= 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位， 则：l34= T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67= 2+T+s+a+2.5-l56= 2+20+8+11+2.5-6=

22、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）:初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端山-IV 、VI-VII 上安装轴承,FNH1=FtL3L2+L31684.1X65124+65=579.2 NFNH2=FtL2L2+L31684.1X124124+65=1104.9 N垂直面支反力（见图 d

23、）:3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面 C 处的水平弯矩:MH= FNH1L2= 579.2X124 Nmm = 71821 Nmm截面 C 处的垂直弯矩:MV= FNV1L2= 210.8X124 Nmm = 26139 Nmm分别作水平面弯矩图（图 c ）和垂直面弯矩图（图 e）。截面 C 处的合成弯矩：!22M = M”+MV= 76430 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。根据公式(14-4),取G= 0.

24、6，贝 U 有:=7.6 MPa T1，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：bxhxl = 16mmx10mmx50mm,接触长度:l =50-16 = 34 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld二F = 0.25x10 x34x58x120/1000 = 591.6 NmT T2，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：bxhxl = 12mmx8mmx70mm,接触长度:l =70-12 = 58 mm,则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hld匚F = 0.25x8x58x40 x1

25、20/1000 = 556.8 NmT T2，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= 5X2X8X250 = 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求轴承应有的基本额定载荷值 C 为:60X408.6X20000 = 5084 N106查课本表 11-5，选择:6206 轴承，Cr= 19.5 KN，由课本式 11-3 有:10619.5X1000乃60X408.61644.7丿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

26、力，所以：P = Fr= 613 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值 C 为：Lh=逆C3=1.13X106Lh=644.7XX20000=3046 N=613X60X102.2106（3）选择轴承型号：查课本表 11-5，选择：6210 轴承，Cr= 35 KN，由课本式 11-3 有:106/35X100060X102.2i 613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

27、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d箱体壁厚J = 0.025a+38取 =10 mm61箱盖壁厚、I= 0.02a+38取=10 mm光 360n1=3.04X107Lh（3）选择轴承型号：1箱体加强筋厚S = 0.8561 = 0.85X10 = 8.5取 6 = 10 mm箱盖加强筋厚& = 0.85 = 0.85XI0 = 8.5取匚=:I0 mmb箱体分箱面凸缘厚bi.5、= i.5XI0 = i5mm 取 b :=I5 mmbi箱盖分箱面凸缘厚bii.5 i.5XI0 = i5mm取 bi=I5 mmb2平凸缘底厚b22.35 = 2.35XI0 = 23.5mm 取 b2 :=24 mmdf地脚螺栓df= 0.036a+i2 = I8.37取 df=:20 mmdi轴承螺栓di= 0.7df= I2.86取 di= I4 mmd2联接分箱螺栓d2= (0.5-0.7)df= I0