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

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。

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。

计算传动装置的总效率a:

a=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=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

1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.75m/s

工作机的功率pw:

pw=

2.83KW

电动机所需工作功率为:

pd=

3.25KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

119.4r/min

经查表按推荐的传动比合理围，V带传动的传动比i1=2~4，一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=ia×n=（6×24）×119.4=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Y112M-4的三相异步电动机，额定功率为4KW,满载转速nm=1440r/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=nm/n=1440/119.4=12.1

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×i

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=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=nm/i0=1440/2.5=576r/min

nII=nI/i=576/4.8=120r/min

nIII=nII=120r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×=3.25×0.96=3.12KW

PII=PI×=3.12×0.99×0.97=3KW

PIII=PII×=3×0.99×0.99=2.94KW

则各轴的输出功率：

PI'=PI×0.99=3.09KW

PII'=PII×0.99=2.97KW

PIII'=PIII×0.99=2.91KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×i0×

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

21.6Nm

所以：

TI=Td×i0×=21.6×2.5×0.96=51.8Nm

TII=TI×i×=51.8×4.8×0.99×0.97=238.8Nm

TIII=TII×=238.8×0.99×0.99=234Nm

输出转矩为：

TI'=TI×0.99=51.3Nm

TII'=TII×0.99=236.4Nm

TIII'=TIII×0.99=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=1.1×3.25=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d1=100mm,则：

d2=n1×d1×（1-）/n2=i0×d1×（1-）

=2.5×100×（1-0.02）=245mm

由手册选取d2=250mm。

带速验算：

V=nm×d1×π/（60×1000）

=1440×100×π/（60×1000）=7.54m/s

介于5~25m/s围，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7×（d1+d2）≤a0≤2×（d1+d2）

0.7×（100+250）≤a0≤2×（100+250）

245≤a0≤700

初定中心距a0=472.5mm，则带长为:

L0=2a0+π×（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×a0）

=2×472.5+π×（100+250）/2+（250-100）2/（4×472.5）=1506mm

由表9-3选用Ld=1600mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=472.5+（1600-1506）/2=519.5mm

4验算小带轮上的包角:

=1800-（d2-d1）×57.30/a

=1800-（250-100）×57.30/519.5

=163.50>1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+P0）×KL×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：

F0=500×Pc×（2.5/K-1）/（Z×V）+q×V2

=500×3.58×（2.5/0.96-1）/（3×7.54）+0.10×7.542=132.6N

作用在轴上的压力：

FQ=2×Z×F0×sin（1/2）

=2×3×132.6×sin（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：

Z1=25，则：

Z2=i12×Z1=4.8×25=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：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.2

2）T1=51.8Nm

3）选取齿宽系数d=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

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:

Hlim1=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：

N1=60nkth=60×576×1×8×300×2×8=1.33×109

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=1.33×109/4.8=2.76×108

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:

[H]1=

=0.88×610=536.8MPa

[H]2=

=0.91×560=509.6MPa

许用接触应力:

[H]=（[H]1+[H]2）/2=（536.8+509.6）/2=523.2MPa

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：

mn=

=

=1.99mm

取为标准值:

2mm。

2）中心距：

a=

=

=145mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=25×2=50mm

d2=Z2mn=120×2=240mm

b=φd×d1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=

=1.51m/s

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）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：

=

=

=11.11

求得:

KH=1.09+0.26d2+0.33×10-3b=1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50=1.37

，由图8-12查得：

KF=1.34

2）K=KAKVKFKF=1×1.1×1.1×1.34=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=2.61YFa2=2.17

应力校正系数:

YSa1=1.6YSa2=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=1.33×109

大齿轮应力循环次数:

N2=2.76×108

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.85KFN2=0.87

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[F]1=

=

=160.2

[F]2=

=

=147.2

=

=0.02607

=

=0.02698

大齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=

=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

b=d×d1=50mm

b圆整为整数为：

b=50mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=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

1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:

P1=3.12KWn1=576r/minT1=51.8Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知小齿轮的分度圆直径为:

d1=50mm

则:

Ft=

=

=2072N

Fr=Ft×tan

3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A0=110，得：

dmin=A0×

=110×

=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:

d12=20mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）×e+2×f=（3-1）×18+2×8=52mm，为保证大带轮定位可靠取：

l12=50mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=25mm。

大带轮右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

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=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:

d×D×T=30×62×16mm，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：

l45=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）：

FNH1=

=

=1054.7N

FNH2=

=

=1017.3N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=-892.9N

FNV2=

=

=859.7N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=1054.7×54.5Nmm=57481Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=787.3×69Nmm=54324Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-892.9×54.5Nmm=-48663Nmm

MV2=FNV2L3=859.7×56.5Nmm=48573Nmm

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：

M1=

=75314Nmm

M2=

=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：

ca=

=

=

MPa

=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

则:

Ft=

=

=1990N

Fr=Ft×tan

3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:

A0=112，得:

dmin=A0×

=112×

=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=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，则:

Tca=KAT2=1.2×238.8=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，则：

d12=40mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=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III-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：

d×D×T=50mm×90mm×20mm。

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：

l=20mm，l23=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：

l45=48mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h≥0.07d=0.07×58=4.06mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×4.06=0mm，所以：

d56=67mm，l56=6mm；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=43.5mm

l67=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=

=

=714.2N

FNH2=

=

=1275.8N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=

=259.9N

FNV2=

=

=464.4N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=714.2×104.5Nmm=74634Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV=FNV1L2=259.9×104.5Nmm=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=

=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（14-4），取=0.6，则有：

ca=

=

=

MPa

=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：

b×h×l=6mm×6mm×45mm，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]=0.25×6×39×20×120/1000=140.4Nm

T≥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：

b×h×l=16mm×10mm×45mm，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]=0.25×10×29×58×120/1000=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：

b×h×l=12mm×8mm×70mm，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]=0.25×8×58×40×120/1000=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=8×2×8×300=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

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=P

=754.1×

=8287N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6206轴承，Cr=19.5KN，由课本式11-3有：

Lh=

=

=5×105≥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:

C=P

=724.3×

=4719N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6210轴承，Cr=35KN，由课本式11-3有：

Lh=

=

=1.57×107≥Lh

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=0.025a+3≥8取=10mm

箱盖壁厚=0.02a+3≥8取=10mm

'箱体加强筋厚'=0.85=0.85×10=8.5取'=10mm

'箱盖加强筋厚'=0.85=0.85×10=8.5取'=10mm

b箱体分箱面凸缘厚b≈1.5=1.5×10=15mm取b=15mm

b1箱盖分箱面凸缘厚b1≈1.51.5×10=15mm取b1=15mm

b2平凸缘底厚b2≈2.35=2.35×10=23.5mm取b2=24mm

df地脚螺栓df=0.036a+12=18.37取df=20mm

d1轴承螺栓d1=0.7df=12.86取d1=14mm

d