一级直齿圆柱齿轮减速器设计书.docx

1、一级直齿圆柱齿轮减速器设计书一级直齿圆柱齿轮减速器设计书第一部分 课程设计任务书一、设计课题：设计一级直齿圆柱齿轮减速器 ,工作机效率为 0.96（ 包括其支承轴承效率的 损失）, 使用期限 8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。二 . 设计要求 :1.减速器装配图一。2.绘制轴、齿轮等零件图各一。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.箱

2、体结构设计 10润滑密封设计11.联轴器设计传动装置总体设计方案第二部分1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。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 选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。a =20.96 X 0.99 X 0.97 X 0.99 X 0.96=0.871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为联轴器的效计算传动装置的总效率a.率，5为工作机的效率(包括工作机和对应轴承的效率)第三部分 电动机的选择

3、执行机构的曲柄转速为经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比=24，级圆柱直齿轮减速器传动比i 2=36,则总传动比合理围为i a=624,电动机转速的可选围为nd =i aX n = (6 X 24) X 119.4 = 716.42865.6r/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 丫112M-4的三相异步电动机，额定功率为 4KW满载转速nf1440r/min，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：i a=nn=1440/

4、119.4=12.1(2)分配传动装置传动比：i a=i i式中i 0,i i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 0=2.5，则减速器传动比为：i=i a/i 0=12.1/2.5=4.8第四部分 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速:ni = n n/i 0 = 1440/2.5 = 576 r/minnii = n / = 576/4.8 = 120 r/minnhi = n II = 120 r/minP = P i X 0.99 = 3.09 KWPii = P ii X 0.99 = 2.97 KWPiii = P iii X 0.99 =

5、2.91 KW(3)各轴输入转矩：Ti = T dX i 0X电动机轴的输出转矩所以:T = T i X 0.99 = 51.3 NmTii = T ii X 0.99 = 236.4 NmTii = T iii X 0.99 = 231.7 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 = K APd = 1.1 X 3.25 = 3.58 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,贝U：d2 = n iXdiX (1- )/n 2 = i oX diX (1-)=2.5 X 100X (1

6、-0.02) = 245 mm由手册选取d2 = 250 mm。带速验算：V = n mX d1Xn /(60 X 1000)=1440 X 100Xn /(60 X 1000) = 7.54 m/s介于525m/s围，故合适。3确定带长和中心距a0.7 X (d 1 +d2) a02X (d 1+ck)0.7 X (100+250) a。w2X (100+250)2451205确定带的根数:Z = Pc/(P 0+ Po) X KlX K故要取Z = 3根A型V带。6计算轴上的压力：由初拉力公式有：F。= 500 X PCX (2.5/K -1)/(Z X V)+qX V2=500 X 3.

7、58 X (2.5/0.96-1)/(3 X 7.54)+0.10 X 7.542 = 132.6 N 作用在轴上的压力：Fq = 2 X ZX F0X sin( 1/2)=2 X 3X 132.6 X sin(163.5/2) = 787.3 N第六部分 齿轮的设计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：乙=25，贝乙=i 12X 乙=4.8 X 25 = 120 取: Z2 = 1202初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿

8、面接触强度设计:d1t确定各参数的值：1)试选 K = 1.22)T 1 = 51.8 Nm3)选取齿宽系数4)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：刊吋=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：Ni = 60nkt h = 60 X 576X 1X 8X 300X 2X 8 = 1.33 X 109大齿轮应力循环次数： 2 = 60nkt h = N 1/u = 1.33 X 109/4.8 = 2.76 X

9、1088)由图8-19查得接触疲劳寿命系数：Khn1= 0.88,K hn2 = 0.919)计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%安全系数S=1,得:KHN1(t Hlim1KHN2(t Hlim2S=0.91X 560 = 509.6 MPa许用接触应力：3设计计算:小齿轮的分度圆直径:d 1t:=49.8 mm4修正计算结果:1) 确定:d1tm = =49.8=25 = 1.99 mmZ1取为标准值:2 mm。2) 中心距：a =Z1+Z2 叫(25+120) X 2一 145 mm22 =3) 计算齿轮参数:d1 = Z 1m = 25 X 2 = 50 mmd2 = Z 2m =

10、120 X 2 = 240 mmb = dxd1 = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm4)计算圆周速度v:由表8-8选取齿轮精度等级为8级5校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式各计算数值:1)50(2 X 1+0.25) X 2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:b*(2h +c*)m a n求得:Kh = 1.09+0.26 d2+0.33 X 10-3b = 1.09+0.26 X 0.82+0.33 X 10-3 X 50 = 1.37,由图 8-12 查得：Kf = 1.342)K = K aKvK： Kf = 1 X 1.1

11、 X 1.1 X 1.34 = 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 = 2.61 丫 Fa2 = 2.17应力校正系数:Y Sa1 = 1.6 丫 Sa2 = 1.834)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:Flim1 =245 MPa Flim2 =220 MPa5)同例8-2 :小齿轮应力循环次数：N1 = 1.33 X 109大齿轮应力循环次数:N2 = 2.76 X 1086)由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：7)KFni = 0.85 K fn2 = 0.878)计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式8-15得

12、:大齿轮数值大选用(2)按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:=1.93 mm1.93 2所以强度足够(3)各齿轮参数如下:大小齿轮分度圆直径：d1 = 50 mmd2 = 240 mmdX di = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm圆整的大小齿轮宽度为：bi = 55 mm b 2 = 50 mm中心距：a = 145 mm,模数：m = 2 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计I轴的设计输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti：Pi = 3.i2 KW n i = 576 r/min T i = 5i.8 Nm求作用在齿轮上的力：已知小齿轮的分度圆直径为：di = 50 mm

13、50Fr = Ft X tan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i5-3，取A = ii0，得:3 /3.12=110 x 576 = 19.3 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 = 20 mm。带轮的宽度：B = (Z-1) x e+2X f = (3-1) x 18+2X 8 = 52 mm为保证大带轮定位可靠取：112 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取11-111 段轴直径为:d 23 = 25 mm大带轮右端距箱体壁距离为 20,取:1 23 = 35

14、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:d x Dx T = 30 x 62X16 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：145 = l 67 = 5 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于 ：d1= 2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l

15、56 = 55 mm ;则：l 34 = T+s+a-l 45 = 16+8+11-5 = 30 mml 78 = 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 L1 = (52/2+35+16/2)mm = 69 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （55/2+5+32-16/2）mm = 56.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:FtL3 2072X

16、 56.5 = =1054 7 NL2+L3 54.5+56.5 1054.7 NFtL2 2072X 54.5= = =1017 3 NL2+L3 54.5+56.5 1017.3 N垂直面支反力(见图d):l FrL3-FQ(L1+L2+L3) 754.1 X 56.5-787.3 X (69+54.5+56.5)F NV1L2+L3 54.5+56.5-892.9 NFrL2+FQL1 754.1 X 54.5+787.3 X 69Fnv2 = L2+L3 = 54.5+56.5 = 859.7 N3)计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = F nhL_2 = 1054.

17、7 X 54.5 Nmm = 57481 Nmm截面A处的垂直弯矩：MVo = F 丄1 = 787.3 X 69 Nmm = 54324 Nmm截面C处的垂直弯矩：ML = F NV1L2 = -892.9 X 54.5 Nmm = -48663 NmmML = F nvL = 859.7X 56.5 Nmm = 48573 Nmm截面C处的合成弯矩:M1 = MH+MV1 = 75314 NmmM2 =, 右昉2 = 75256 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

18、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：Mca ca = w 叫+( a T1)2 753142+(0.6 X 51.8 X 1000)2=一一W = 3 MPaW 0.1 X 503=6.5 MPa 0.07d = 0.07 x 58 = 4.06 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.4 x 4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm， 156 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套 筒定位，则:I 34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mmI 67 = 2+T+s+a+2.5-l

19、 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深沟球轴承查手册得T= 20 mm齿宽中点距左支点距离 L2 = （50/2-2+43.5+48-20/2）mm = 104.5 mm齿宽中点距右支点距离 L3 = （50/2+6+37.5-20/2）mm = 58.5 mm2） 计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）:FnH1 =L2+L3 104.5+58.5=714.2 NFtL3 1990X 58.5垂直面支反力（见图d）:FrL3724.3 X 58.5Fnvi = L2+L3104.5+58.5 = 259.

20、9 NFrL2724.3 X 104.5FnV2 = L2+L3 =104.5+58.5 = 464.4 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH = F nh-I_2 = 714.2 X 104.5 Nmm = 74634 Nmm截面C处的垂直弯矩:MV = F nv_2 = 259.9 X 104.5 Nmm = 27160 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:M = . mH+MV = 79422 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

21、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_ Mca ca = WM|+( a T3)W(14-4),取=0.6，则有:2 ;794222+( 0.6 X 238.8 X 1000) 2-= MPa0.1 X 583=8.4 MPa = 60 MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算 W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1输入轴键计算:校核大带轮处的键连接：该处选用普通平键尺寸为：bx hx l = 6mm，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：

22、bx hx l = 16mm x 10mnX 45mn,接触长度:l =45-16 = 29 mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl d f = 0.25 x 10x 29x 58 x 120/1000 = 504.6 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：bx hx l = 12mm x 8mnx 70mn,接触长度:l =70-12 = 58 mm，则键联接所能传递的转矩为：T = 0.25hl d f = 0.25 x 8x 58x 40x 120/1000 = 556.8 NmT T2,故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及

23、校核计算根据条件，轴承预计寿命:Lh = 8 X 2X 8X 300 = 38400 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 = 754.1 N求轴承应有的基本额定载荷值 C为:C =754.1 X360 X 576X38400 =8287 N106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:Lh =106 C3P60n1X 105 Lh= 106 1 9.5 X 1000 3=60 X 576 754.1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

24、只受径向力，所以：P = Fr = 724.3 N(2)求轴承应有的基本额定载荷值 C为：=724.3X /60X 120 X 38400 = 4719 N 106查课本表11-5，选择:6210轴承，C = 35 KN，由课本式11-3有:Lh =106 C3P60n1X 107 Lh= 106 35X 1000 3=60X 120 724.3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

25、（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 结果箱体加强筋厚 =0.85=0.85X 10 =8.5取i=10 mm1箱盖加强筋厚 =0.85=0.85X 10 =8.5取1=10 mmb箱体分箱面凸缘厚b 1.5 = 1.5 X 10 = 15mm 取 b :=15 mmb1箱盖分箱面凸缘厚b 仟 1.5 1.5 X 10 = 15mm 取 b =15 mmb2平凸缘底厚b 22.35 = 2.35 X 10 = 23.5mm取 b2 :=24 mmdf地脚螺栓d f = 0.036a+12 = 18.37取df =:20 mmd1轴承螺栓d 1 = 0.7d f = 12.86取 d1 = 14 mmd2联接分箱螺栓d 2 = (0.5-0.7)d f = 10-14取d2 =10 mm