单级齿轮减速器课程设计

机械设计（论文）说明书题目：一级斜齿圆柱齿轮减速器系 另I」： 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TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一部分课程设计任务书 3\o"CurrentDocument"第二部分传动装置总体设计方案 3\o"CurrentDocument"第三部分电动机的选择 4\o"CurrentDocument"第四部分计算传动装置的运动和动力参数 7\o"CurrentDocument"第五部分齿轮的设计 8\o"CurrentDocument"第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计 17\o"CurrentDocument"第七部分键连接的选择及校核计算 20\o"CurrentDocument"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\o"CurrentDocument"设计小结 25\o"CurrentDocument"参考文献 25第一部分课程设计任务书设计课题：设计一用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器.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（300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。设计要求：减速器装配图一张（A1或A0）。CAD绘制轴、齿轮零件图各一张（A3或A2）。设计说明书一份。设计步骤：传动装置总体设计方案电动机的选择确定传动装置的总传动比和分配传动比计算传动装置的运动和动力参数设计开式锥齿轮齿轮的设计滚动轴承和传动轴的设计键联接设计箱体结构设计润滑密封设计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。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。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将锥齿轮设置在低速级。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。选择输出端为开式锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器。计算传动装置的总效率爪:T]a=m2T123il3T14T]5=0.992X0.983X0.97X0.95X0.96=0.82Til为联轴器的效率,m为轴承的效率，中为齿轮啮合传动的效率,T]4为开式锥齿轮的效率,叱为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1电动机的选择执行机构转速n：n=48m/s工作机的功率㈤：国=4KW电动机所需工作功率为：Pw4Pf=^=4.88KW执行机构的曲柄转速为：n=48r/miii经查表按推荐的传动比合理范围，开式锥齿轮传动的传动比ii=2〜5,一级圆柱斜齿轮减速器传动比0=35,则总传动比合理范围为〜30,电动机转速的可选范围为iid=iaXn=（6X24）X48=288〜1440r/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Y160M2-8的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=720i7min,同步转速750r/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=iini/n=720/48=15（2）分配传动装置传动比：ia=ioXi式中io,ii分别为开式锥齿轮传动和减速器的传动比。为使开式锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取io=3.5,则减速器传动比为：i=ift/io=15/3.5=4.3第四部分计算传动装置的运动和动力参数!1!第四部分计算传动装置的运动和动力参数!1!（1） 各轴转速：Hi=nm=720=720r/rninnil=ni/i=720/4.3=167.4r/miniini=nn=167.4r/niinniv=nni/io=167.4/3.5=47.8r/min（2） 各轴输入功率：Pi=PdXm=4.88X0.99=4.83KWPn=PiXrpm=4.83X0.98X0.97=4.59KWPm=PiiXt]iT]2=4.59X0.99X0.98=4.45KWPiv=PmXT]2T14=4.45X0.98X0.95=4.14KW则各轴的输出功率:Pi=PiX0.98=4.73KWPn=PnX0.98=4.5KWPili'=PiliX0.98=4.36KWPiv'=PivX0.98=4.06KW(3)各轴输入转矩：Ti=TdXr]i电动机轴的输出转矩：pd 4.88Td=9550X一=9550X福=64.7Nmnm所以：Ti=TdXrii=64.7X0.99=64.1NmTn=TiXiX中中=64.1X4.3X0.98X0.97=262NmTin=TnXt]iT]2=262X0.99X0.98=254.2NmTiv=TinXioX*爪=254.2X3.5X0.98X0.95=828.3Nm输出转矩为：Ti'=TiX0.98=62.8NmTn'=TnX0.98=256.8NmTm=TmX0.98=249.1NmTn/=TivX0.98=811.7Nm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：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。1） 材料：高速级小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Zi=22,则：Z2=iXZi=4.3X22=94.6取：Z2=952） 初选螺旋角:p=15°o2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：313313确定各参数的值:1)试选Kt=2.5Ti=64.1Nm3）选取齿宽系数Wd=l由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8面虱由图8-15查得节点区域系数ZH=2.426）由式8-3得:=[1.88-3.2X(1/22+1/95)]Xcosl5°=1.643由式8-4得：sp=0.318k|/dZitanp=0.318X1X22Xtanl5°=1.87Zp=-\JcosP=-\jcosl5=0.9810） 查得小齿轮的接触疲劳强度极限：QHUmi=650MPa,大齿轮的接触疲劳强度极限:QHiini2=530MPao11） 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：Ni=60iikth=60X720X1X5X300X2X8=1.04X109大齿轮应力循环次数：N2=60iikth=Ni/u=1.04X109/=2.41X10s12） 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:Khni=0.88»Khn2=0.9113） 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=l,得：KHNlaHliml

[oH]i= =0.88X650=572MPar.KHN2QHlim2、/[ohL= =0.91X530=482.3MPa许用接触应力:[oH]=([叫]1"%]2)/2=(572+482.3)/2=527.15MPa3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d】t：4修正计算结果:1）确定模数:d]tCos|356.7Xcosl5°=2.49mmZ122取为标准值：2.5nmio2)中心距:Z,+Z°m、12Jn2cosP(22+95)X2.5=151.4mm2Xcosl5°3)螺旋角:P=arccosZl+Z2jmn2a(22495)X2.5=arccos=15°2X151.44)计算齿轮参数:di=Z-m1ncosP22X2.5

cosl5°=57nunaZ2mnd2=荷95X2.5

cosl5°=246mmb=(pdXdi=57mmb圆整为整数为：b=57mnio5）计算圆周速度v:60X100060X1000”出】1 _3.14X57X720

60X100060X1000由表8-8选取齿轮精度等级为9级。2.42o6） 同前，Ze=189.8何毒。由图8-15查得节点区域系数为:Zh2.42o7） 由式8-3得：孩=[1.88-3.2XQ/Zi+l/Z，]Xcos。=[1.88-3.2X（1/22+1/95）]Xcosl5°=1.6438） 由式8-4得：邙=0.318WdZitanp=0.318X1X22Xtanl5°=1.879） 句=Sa+ep=3.513Zp=-\/cosP=寸cosl5=0.9812）由表8-2查得系数：Ka=1,由图8-6查得系数：Kv=l.lo2T】dl2T】dl2X64.1X100057=2249.1NKAFt1X2249.1——= =39.5<100Nmm14） 由tanott=tan^/cosp得：oq=arctan（tanotn/cosP）=arctan（tan2O0/cosl5°）=20.7°15） 由式8-17得：cosPb=cospcoson/coss=cosl5cos20/cos20.7=0.97Khcc=Kfs=孩/cospb=1.643/0.97-=1.75由表8-4得：KHp=1.17+0.16q/d2-K).61X103b=1.36K=KaKvKhbK邱=1X1.1X1.75X1.36=2.62计算di：3273273/2X2.62X64.1X1000+1<2.42X189.8X0.78XO.98^2=VIX—X]H715 )实际di=57>56.8所以齿面接触疲劳强度足够。5校核齿根弯曲疲劳强度：确定公式内各计算数值：1)当量齿数：Zvi=Zi/cos3。=22/cos315°=24.43=[1.88-3.2X(1/Zvi+1/Zv2)]cosp=[1.88-3.2X(1/24.4+1/105.4)]Xcosl5°=1.66由式8-25得重合度系数：Y8=0.2540.75cos2Pb/^v=068由图8-26和印=1.87查得螺旋角系数Y§=0.87勺3.513 = =314“ 1.643X0.68sYa£前己求得:KHtt=1.750.14,故取:Kfs=L756)b_b_ 57 _K=心W'525)X2.5］"E且前己求得:Khp=L36,由图8-12查得：K邛=1.33K=KAKvKFaKFp=1X1.1X1.75X1.33=2.56由图8-17、8-182得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFal=2.63YFa2=2.17应力校正系数:Ysai=1.59YSa2=1.83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:CFiimi=500MPaGFiim2=380MPa同例8-2：小齿轮应力循环次数:Ni=1.04X1()9大齿轮应力循环次数:N2=2.41X10s由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：Kfni=0.85Kfn2=0.87计算弯曲疲劳许用应力，取S=l.3,由式8-15得：KFNlaHiml 0.85X500回］1= § = =326.9r「KFN2QHim2 0.87X380=254.3［句= 一=254.3YFalYSal2.63X1.59326.9 =°°1279YYFa2xSa2［。f】22.17X1.83Fl"=0°1562大齿轮数值大选用。(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:vYFaYSa\^d\^dzl£a［叩3/ 2=1.73nun/2X2.56X64.1X1000X0.87Xcos=1.73nun\j 1X22X1.6431.73W2.5所以强度足够。(3)各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径：di=57mmd3=246mmb=vpdXdi=57mmb圆整为整数为：b=57mm圆整的大小齿轮宽度为：bi=62mmb2=57mm中心距：a=151.5mm,模数：m=2.5mm第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计

I轴的设计输入轴上的功率Pi、转速山和转矩Ti：Pi=4.83KWm=720r/rninTi=64.1Nm求作用在齿轮上的力:己知小齿轮的分度圆直径为:山=57mm则:2T]Ft=2X64.1X10002T]Ft=2X64.1X1000=2249.1N57tanaFix*10、,tan20tanaFix*10、,tan20=2249.1X =847.5Ncosl5Fa=Fttanp=2249.1Xtanl5°=6023N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（第八版）》表15-3,取:&=112,得:=21.1nun=21.1nun输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca=KATi，查《机械设计（第八版）》表14-1,由于转矩变化很小，故取:Ka=1.2,贝IJ:Tca=KATi=1.2X64.1=76.9Nm由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:LT5型，其尺寸为：内孔直径25mm,轴孔长度44mm,WO：di?=25mm,为保证联轴器定位可靠取：112=42mnio半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D=35mm,左端用轴肩定位，故取段轴直径为：d23=30nmio4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111-IV、VII-VIII上安装轴承,其段满足轴承内径标准，故取:d34=cl78=35mm：因轴既受径载荷乂受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dXDXT=35X72XI8.25nun，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：30207。型轴承的定位轴肩高度：h=3.5mm,故取：d45=(^7=42nun,取：145=167=5mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:肖冬2%6,所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以：156=62mm：则：134=T+s+a-145=18.25+8+11-5=32.25mmbs=T+s+a-167=18.25+8+11+2-5=34.25mmII轴的设计1求输出轴上的功率P,转速皿和转矩T2：P2=4.59KW112=167.4r/niinT2=262Nm2求作用在齿轮上的力：己知大齿轮的分度圆直径为：cb=246mm则:

2T2Ft=d22X262X1000=2130.1NMX2T2Ft=d22X262X1000=2130.1NMX片

cosp0、,tan20=2130.1X =802.6Ncosl5Fa=Fttanp=2130.1Xtanl5°=570.5N3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（第八版）》表15-3,取:Ao=112,得:=33.8mm输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12,所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca=KAT2,查《机械设计（第八版）》表14-1,由于转矩变化很小，故取:Ka=1.2,贝lj:%=KaT2=1.2X262=314.4Nm由于键槽将轴径增大4%,选取联轴器型号为:IT7型，其尺寸为：内孔直径40mm,轴孔长度84mm，贝土di2=40mm,为保证联轴器定位可靠取：112=82mmo半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D=50mm,左端用轴肩定位，故取段轴直径为：d23=45nmio4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111-IV、VI-VII±安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34=^7=50mm；因轴既受径载荷乂受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30210型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dXDXT=

50nunX90mmX21.75mmo轴承端盖的总宽度为：20mm,取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为:1=20mm,以3=35mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2=58mm,所以：*=58111111,为使齿轮定位可靠取：I45=55mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度：hN0.07d=0.07X58=4.06nun,轴肩宽度：bN1.411=1.4X4.06=0nun,所以：d56=67mm,I56=6mm：齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：134=T+s+a+2.5+2=21.75+8+11+2.5+2=45.25nun167=2+T+s+a+2.5-k6=2+21.75+8+11+2.5-6=39.25nun第八部分键联接的选择及校核计算第八部分键联接的选择及校核计算1输入轴键计算：校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhX1=8111111X7nunX36miii,接触长度:1=36-8=28mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.251ild[oF]=0.25X7X28X25X120/1000=147N111TMTi，故键满足强度要求。2输出轴键计算：校核大齿轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhXI=16mmX10mmX50mm,接触长度:1=50-16=34mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.251ild[QF]=0.25X10X34X58X120/1000=591.6NmT^T2,故键满足强度要求。校核联轴器处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bXhX1=12mmX8mmX70mm,接触长度:1=70-12=58mm,则键联接所能传递的转矩为：T=0.25hld[oF]=0.25X8X58X40X120/1000=556.8NmTWT?,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=5X2X8X300=24000h1输入轴的轴承设计计算：初步计算当量动载荷P：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=l,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X847.5-H)X602.3=847.5N求轴承应有的基本额定载荷值C为：:/60111 10/3/60X720C=P\/—T-L.=847.5Xa/ X24000=6820N\10611 \ 106

选择轴承型号:查课本表11-5,选择:30207轴承，G=54.2KN,由课本式11-3有:Lh=1°6Lh=1°6fio/36011「；=2.39X107^Lh106=2.39X107^Lh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：因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X=l,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X802.6+0X570.5=802.6N=802.6X(2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:10/3=802.6X=4167Na/ 7一X24000=4167N\ 106选择轴承型号:查课本表11-5,选择:30210轴承，G=73.2KN,由课本式11-3有:Lh=1°6Lh=1°6fio/36011「；=3.35X10*WLh1()6(73.2X1000)10/360X167.41802.6)=3.35X10*WLh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6=0.025a+338取8=10mm&箱盖壁厚&=0.02a+3N8取6i=10mm8箱体加强筋厚6*=0.856i=0.85X10=8.5取8=10nun61*箱盖加强筋厚61*=0.856i=0.85X10=8.5取&=10mmb箱体分箱面凸缘厚bQ1.58=1.5X10=15mm取b=15mm加箱盖分箱面凸缘厚bi^l.56il.5X10=15mm取