一级直齿圆柱齿轮减速器设计书.docx

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一级直齿圆柱齿轮减速器设计书

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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=

2

0.96X0.99X0.97X0.99X0.96=0.87

1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

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「=2~4，—级圆柱直齿轮

减速器传动比i2=3~6,则总传动比合理围为ia=6~24,电动机转速的可选围为nd=

iaXn=（6X24）X119.4=716.4~2865.6r/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：

ia=n"n=1440/119.4=12.1

（2）分配传动装置传动比：

ia=ii

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i0=2.5，则减速器传动比为：

i=ia/i0=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=nn/i0=1440/2.5=576r/min

nii=n/=576/4.8=120r/min

nhi=nII=120r/min

P=PiX0.99=3.09KW

Pii'=PiiX0.99=2.97KW

Piii'=PiiiX0.99=2.91KW

（3）各轴输入转矩：

Ti=TdXi0X

电动机轴的输出转矩

所以:

T=TiX0.99=51.3Nm

Tii=TiiX0.99=236.4Nm

Tii=TiiiX0.99=231.7Nm

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=1.1X3.25=3.58KW

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=100mm,贝U：

d2=niXdiX（1-）/n2=ioXdiX（1-）

=2.5X100X（1-0.02）=245mm

由手册选取d2=250mm。

带速验算：

V=nmXd1Xn/（60X1000）

=1440X100Xn/（60X1000）=7.54m/s

介于5~25m/s围，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7X（d1+d2）

0.7X（100+250）

w2X（100+250）

245

初定中心距a。

=472.5mm，则带长为：

2

L0=2a0+nX（d1+ck）/2+（dnd1）/（4Xa0）

2

=2X472.5+nX（100+250）/2+（250-100）/（4X472.5）=1506mm

由表9-3选用Ld=1600mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L°）/2=472.5+（1600-1506）/2=519.5mm

4验算小带轮上的包角：

=1800-（d2-d1）X57.30/a

=180°-（250-100）X57.3°/519.5

=163.5°>120°

5确定带的根数:

Z=Pc/（（P0+Po）XKlXK

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。

=500XPCX（2.5/K-1）/（ZXV）+qXV2

=500X3.58X（2.5/0.96-1）/（3X7.54）+0.10X7.542=132.6N作用在轴上的压力：

Fq=2XZXF0Xsin（1/2）

=2X3X132.6Xsin（163.5/2）=787.3N

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=i12X乙=4.8X25=120取:

Z2=120

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计:

d

1t

确定各参数的值：

1）试选K=1.2

2）T1=51.8Nm

3）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'MPa

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限：

刊吋=610MPa，大齿轮的接触疲劳

强度极限：

Hlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数:

小齿轮应力循环次数：

Ni=60nkth=60X576X1X8X300X2X8=1.33X109

大齿轮应力循环次数：

2=60nkth=N1/u=1.33X109/4.8=2.76X108

8）

由图8-19查得接触疲劳寿命系数：

Khn1=0.88,Khn2=0.91

9）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（tHlim1

[

KHN2（tHlim2

S

=0.91

X560=509.6MPa

许用接触应力：

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=49.8mm

4修正计算结果:

1）确定:

d1t

m==

49.8

=25=1.99mm

Z1

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

Z1+Z2叫

（25+120）X2

一145mm

2

2=

3）计算齿轮参数:

d1=Z1m=25X2=50mm

d2=Z2m=120X2=240mm

b=©dxd1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm

4）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

[（2X1+0.25）X2]

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]an

求得:

Kh=1.09+0.26d2+0.33X10-3b=1.09+0.26X0.82+0.33X10-3X50=1.37

由图8-12查得：

Kf=1.34

2）K=KaKvK：

Kf=1X1.1X1.1X1.34=1.62

3）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:

YSa1=1.6丫Sa2=1.83

4）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=245MPaFlim2=220MPa

5）同例8-2:

小齿轮应力循环次数：

N1=1.33X109

大齿轮应力循环次数:

N2=2.76X108

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

7）

KFni=0.85Kfn2=0.87

8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得:

大齿轮数值大选用

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度:

=1.93mm

1.93<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=50mm

d2=240mm

dXdi=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm

圆整的大小齿轮宽度为：

bi=55mmb2=50mm

中心距：

a=145mm,模数：

m=2mm

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.i2KWni=576r/minTi=5i.8Nm

求作用在齿轮上的力：

已知小齿轮的分度圆直径为：

di=50mm

50

Fr=FtXtan

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

=110x576=19.3mm

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=20mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）xe+2Xf=（3-1）x18+2X8=52mm为保证大带轮定位可靠取：

112=50mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取

11-111段轴直径为:

d23=25mm大带轮右端距箱体壁距离为20,取:

123=35mm4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=d78=30mm；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:

dxDxT=30x62X16mm，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=3mm，故取：

d45=d67=36mm，取：

145=l67=5mm。

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:

l56=55mm;则：

l34=T+s+a-l45=16+8+11-5=30mm

l78=T+s+a-l67=16+8+11+2-5=32mm

5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=16mm

带轮中点距左支点距离L1=（52/2+35+16/2）mm=69mm

齿宽中点距左支点距离L2=（55/2+30+5-16/2）mm=54.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（55/2+5+32-16/2）mm=56.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）:

FtL32072X56.5

==10547N

L2+L354.5+56.51054.7N

FtL22072X54.5

===10173N

L2+L354.5+56.51017.3N

垂直面支反力（见图d）:

lFrL3-FQ（L1+L2+L3）754.1X56.5-787.3X（69+54.5+56.5）

FNV1

L2+L354.5+56.5

-892.9N

FrL2+FQL1754.1X54.5+787.3X69

Fnv2=L2+L3=54.5+56.5=859.7N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FnhL_2=1054.7X54.5Nmm=57481Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MVo=F丄1=787.3X69Nmm=54324Nmm

截面C处的垂直弯矩：

ML=FNV1L2=-892.9X54.5Nmm=-48663Nmm

ML=FnvL=859.7

X56.5Nmm=48573Nmm

截面C处的合成弯矩:

M1=MH+MV1=75314Nmm

M2=,右昉2=75256Nmm

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：

Mcaca=w■

■叫+（aT1）2753142+（0.6X51.8X1000）2

=一一W=3MPa

W0.1X503

=6.5MPa<[]=60MPa

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：

II轴的设计

1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2:

P2=3KWn2=120r/minT2=238.8Nm

2求作用在齿轮上的力：

已知大齿轮的分度圆直径为

d2=240mm

240

Fr=Ftxtan

3初步确定轴的最小直径：

45钢（调质），根据《机械设计

（第八版）》表15-3，取:

A。

=112，得:

dmin=

=112

3

120=32.7mm

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=KAL,查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转

矩变化很小，故取:

Ka=1.2，则:

仏=KaT2=1.2x238.8=286.6Nm

由于键槽将轴径增大4%选取联轴器型号为：

LT7型，其尺寸为：

孔直径40mm轴孔长度84mm贝U：

d12=40mm,为保证联轴器定位可靠取：

I仁=82mm。

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II-III段轴直径为：

d23=45mm

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。

为能顺利地在轴端山-IV、VI-VII上安装轴承，

其段满足轴承径标准，故取：

d34=d67=50mm;因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6210型深沟球子轴承，其尺寸为：

dxDXT=50mmx90mM20mm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：

I=20mm123=35mm。

齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。

取大齿轮的径为：

d2=58mm，

所以：

d45=58mm为使齿轮定位可靠取：

145=48mm齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h>0.07d=0.07x58=4.06mm，轴肩宽度：

b>1.4h=1.4x4.06=0mm，所以：

d56=67mm，156=6mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则:

I34=T+s+a+2.5+2=20+8+11+2.5+2=43.5mm

I67=2+T+s+a+2.5-l56=2+20+8+11+2.5-6=37.5mm

5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=20mm

齿宽中点距左支点距离L2=（50/2-2+43.5+48-20/2）mm=104.5mm

齿宽中点距右支点距离L3=（50/2+6+37.5-20/2）mm=58.5mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）:

FnH1=

L2+L3104.5+58.5

=714.2N

FtL31990X58.5

垂直面支反力（见图d）:

FrL3

724.3X58.5

Fnvi=—

L2+L3

104.5+58.5=259.9N

FrL2

724.3X104.5

FnV2=L2+L3=

104.5+58.5=464.4N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图:

截面C处的水平弯矩:

MH=Fnh-I_2=714.2X104.5Nmm=74634Nmm

截面C处的垂直弯矩:

MV=Fnv_2=259.9X104.5Nmm=27160Nmm

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=79422Nmm

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

_Mcaca=~W

M|+（aT3）

W

（14-4）,取=0.6，则有:

2;794222+（0.6X238.8X1000）2

-=MPa

0.1X583

=8.4MPa<[]=60MPa

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：

bxhxl=6mm<6mM45mn,接触长度:

l=45-6

=39mm,则键联接所能传递的转矩为：

T=0.25hl'd[f]=0.25x6x39x20x120/1000=140.4Nm

T>「，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=16mmx10mnX45mn,接触长度:

l'=

45-16=29mm，则键联接所能传递的转矩为：

T=0.25hl'd[f]=0.25x10x29x58x120/1000=504.6Nm

T>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=12mmx8mnx70mn,接触长度:

l'=

70-12=58mm，则键联接所能传递的转矩为：

T=0.25hl'd[f]=0.25x8x58x40x120/1000=556.8Nm

T>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=8X2X8X300=38400h

1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=754.1N

求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=

=754.1X

3

60X576

X38400=8287N

106

选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6206轴承，C=19.5KN，由课本式11-3有:

Lh=

106C3

P

60n

1

X105>Lh

=10619.5X10003

=60X576754.1

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=724.3N

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为：

=724.3

X{/60X120X38400=4719N■'106

查课本表11-5，选择:

6210轴承，C=35KN，由课本式11-3有:

Lh=

106C3

P

60n

1

X107>Lh

=10635X10003

=60X120724.3

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（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

=0.85

X10=

8.5

取

i

=10mm

1

箱盖加强筋厚'=0.85

=0.85

X10=

8.5

取

1

=10mm

b

箱体分箱面凸缘厚

b〜1.5=1.5X10=15mm取b:

=15mm

b

1

箱盖分箱面凸缘厚

b仟1.51.5X10=15mm取b=

15mm

b

2

平凸缘底厚

b2〜2.35=2.35X10=23.5mm取b2:

=24mm

d

f

地脚螺栓

df=0.036a+12=18.37

取df=

:

20mm

d

1

轴承螺栓

d1=0.7df=12.86

取d1=14mm

d

2

联接分箱螺栓

d2=（0.5-0.7）df=10-14

取d2=

10mm