一級直齒圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計（論文）說明書題目：一級直齒圓柱齒輪減速器系別：XXX系專業(yè)：學(xué)生姓名：學(xué)號：指導(dǎo)教師職稱二零一二年五月一日TOC o 1-5 h z HYPERLINK l bookmark2第一部分課程設(shè)計任務(wù)書3 HYPERLINK l bookmark10第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案3 HYPERLINK l bookmark14第三部分電動機(jī)的選擇4 HYPERLINK l bookmark18第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)7第五部分齒輪的設(shè)計8第六部分鏈傳動的設(shè)計8 HYPERLINK l bookmark34第七部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計17第八部分鍵連接的選擇及校核計算2

2、0 HYPERLINK l bookmark38第九部分減速器及其附件的設(shè)計22 HYPERLINK l bookmark40第十部分潤滑與密封24 HYPERLINK l bookmark42設(shè)計小結(jié)25 HYPERLINK l bookmark44參考文獻(xiàn)25第一部分課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題：設(shè)計一用于帶式運輸機(jī)上的一級直齒圓柱齒輪減速器.運輸機(jī)連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96（包括其支承軸承效率的損失）,減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年（300天/年）,2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流，電壓380/220V。設(shè)計要求:1減速器裝配圖一張（A1或

3、A0）。CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3或A2）。設(shè)計說明書一份。設(shè)計步驟:傳動裝置總體設(shè)計方案電動機(jī)的選擇確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)設(shè)計鏈傳動和鏈輪齒輪的設(shè)計滾動軸承和傳動軸的設(shè)計鍵聯(lián)接設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10潤滑密封設(shè)計11.聯(lián)軸器設(shè)計第二部分傳動裝置總體設(shè)計方案1組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2特點：齒輪相對于軸承對稱分布，要求軸的剛度不大。3確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將鏈傳動和鏈輪設(shè)置在低速級。其傳動方案如下:圖一：傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示。選擇鏈傳動的一級圓柱直齒輪減速器。計

4、算傳動裝置的總效率：a=0.99X0.992X0.97X0.95X0.96=0.86a為聯(lián)軸器的效率，為軸承的效率，為齒輪嚙合傳動的效率，為鏈傳動1234的效率，為滾筒的效率（包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率）。5第三部分電動機(jī)的選擇1電動機(jī)的選擇皮帶速度v：v=1.8m/s工作機(jī)的功率P:wFXV2200X1.8p=w10001000=3.96KW電動機(jī)所需工作功率為：pd=pw3.960.864.6KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:60X1OOOVnXD60X1000X1.8nX300=114.6r/min經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i=36,1鏈傳動的傳動比i=25,則總傳動

5、比合理范圍為i=630,電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范2a圍為n=iXn=(6X30)X114.6=687.63438r/min。綜合考慮電動機(jī)和傳da動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機(jī)，額定功率為5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速n=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速m1500r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比：由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比i=n/n=1440/114.6=12.6am分配傳動裝置傳動比:i=iXia0式中i,i分別為鏈傳動和減速器傳動的傳動比。為使鏈傳動的外廓尺寸不致過大，初步取i=3,0則

6、減速器傳動比為:i=i/i=12.6/3=4.2a0第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速:n=n=1440=1440r/minImnii=n/i=1440/4.2=342.9r/minIniii=n/iII=342.9/3=114.3r/minP=PXIIIP=PXIIIIIPX0.99I=4.5KWP=PX0.99IIII=4.33KW各軸輸入功率:=4.6X0.99=4.55KW=4.55X0.99X0.97=4.37KW=4.37X0.99X0.95=4.11KW則各軸的輸出功率:(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:PIII=PX0.99=4.07KWIII二TXiXd0電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Pd

7、T=9550Xd=9550X4.61440=30.5Nm所以:=30.5X0.99=30.2NmTIITXiXI30.2X4.2X0.99X0.97=121.8NmTIIITXiXII2=121.8X3X0.99X0.95=343.7Nm輸出轉(zhuǎn)矩為:TX0.99=29.9NmITIITX0.99=120.6NmIITIIITX0.99=340.3NmIII第五部分鏈傳動和鏈輪的設(shè)計1選擇鏈輪齒數(shù)z,z12假設(shè)鏈速v=0.63m/s,查表7.6得z17,故選?。簔=25；大鏈輪齒數(shù):11z=iXz=3X25=75,取z=7522122確定計算功率Pca查表7-7得Ka=1,則：-8ca=KXP=

8、1X4.33=4.33AII3確定鏈節(jié)數(shù)Lp初選中心距a040p,則鏈節(jié)數(shù)為:L=p2a0zl+z2,z2-zl2n丿2a02X40p25+75,75-25+P22n品=1316恥LP=132-8-84確定鏈節(jié)距p由式(7-15),鏈傳動的功率為:PcaP0三-KZKLKP由圖7-11,按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計,鏈工作在功率曲線的左側(cè),查表7-8得:,z11.08,251.08=1.34LP0.26,1320.26100丿100丿=1.34-8-8選取單排鏈，查表7-9,K=1P4.33二241KW1.34X1.34X1-8-8由P=2.41KW和小鏈輪的轉(zhuǎn)速n=342.9r/min查圖7-11選取鏈

9、號為08A,再02由表7-1查得鏈節(jié)距p=12.7mm。由點(n,P)在功率曲線的左側(cè)，與所選系10-8-8數(shù)K、K一致。ZL5確定中心距a=P|Lz2+z14p2丿z2+z12c,z2_z12lLP2丿2n丿127,13275+2575+25)2c,75-252132-22丿-82n丿=510.69mm中心距減少量Aa=(0.0010.002)a=(0.0020.004)X510.69=1.022.mm實際中心距a=aAa510.69(1.022.04)=509.67508.65mm取a=510mm6驗算鏈速Vz1n1pv=60X100025X342.9X12.760X10001.8m/s7

10、計算作用于軸上的壓軸力1000P1000X433=2406N1.8F宀1.2F=pe1.2X2406=2887N第六部分齒輪的設(shè)計一）高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。材料：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z=20,1則：Z=iXZ=4.2X20=84?。篫=84212122初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計:,d1t2KtT1u1XXuZZZHZE確定各參數(shù)的值:1)

11、試選K=1.2t2)T=30.2Nm13)選取齒寬系數(shù)4)由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)Z=E189.8MPa5)由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Z=H2.56)查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Hliml=610MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:Hlim2=560MPa。小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N二60nkt17）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):=60X1440X1X10X300X2X8=4.15X109h大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N二60nkt二N/u=4.15X109/4.2=9.87X1082h18）由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):K=0.85,K=0.89HN1HN29）計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%,

12、安全系數(shù)S=1,得:22許用接觸應(yīng)力:(3設(shè)計計算:KHN1Hlim1KHN2Hlim2+H1小齒輪的分度圓直徑:d:1td1t三)/2H2=0.85X610=518.5MPa=0.89X560=498.4MPa(518.5+498.4)/2=2KtT1u1Xu,ZZZHZE508.45MPa32X12X302X1000 x42+14.2,2.5X189.82508.45=42.8mm4修正計算結(jié)果:1）確定模數(shù):d1t取為標(biāo)準(zhǔn)值：2.5mm。2）中心距:Z142.820=2.14mmZZcm12J3）計算齒輪參數(shù):(20+84)X2.520X2.5=13050mmmm2d=Zm=84X2.5

13、=210mm22nb=dXd=50mm1b圓整為整數(shù)為：b=50mm。4）計算圓周速度v：ndn60X10003.14X50X144060X1000=3.77m/s22由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值：=1.1;齒輪寬高比1）由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：K=1.1,KHF為:h*(2h+c*)man50(2X1+0.25)X2.58.89求得:K=1.09+0.26H2+0.33X10-ab=1.09+0.26X0.82+0.33X10-3X50=d1.37，由圖8-12查得：K=1.34F2)K=KKKKAVFF=1X1.1X1.1X1

14、.34=1.62223）由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù):齒形系數(shù):Y=2.75Y=2.23Fa1Fa2應(yīng)力校正系數(shù):Y=1.56Y=1.77Sa1Sa24）由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為:Flim1=245MPaFlim2=220MPa5）同例8-2:小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N=4.15X1091大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N=9.87X1082由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：K=0.81K=0.85FN1FN2計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得:KFN1Flim10.81X2451.3=152.7小齒輪數(shù)值大選用KFN2Flim20.85X

15、2201.3=143.8YFa1YSa12.75X1.56F1152.70.02809YFa2YSa22.23X1.77F2143.80.02745(2)按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度:2KTYFaYSa2忖1F2X1.62X30.2X1000X0.02809=1.9mm1X201.9W2.5所以強(qiáng)度足夠。11各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d=50mm1d=210mm2b=Xd=50mmd1b圓整為整數(shù)為：b=50mm圓整的大小齒輪寬度為：b=55mmb=50mm12中心距：a=130mm,模數(shù)：m=2.5mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計I軸的設(shè)計1輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和

16、轉(zhuǎn)矩T：111P=4.55KWn=1440r/minT=30.2Nm1112求作用在齒輪上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為：d=50mm1則：2T2X30.2X100050=1208N1111F=FXtanrt3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取A=112，得：03P134.55d=AX=112X=16.4mmmin01440n1輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d，所以同時需要選取聯(lián)軸器的型12號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:T=KT,查機(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)caA1矩變化很小，故取:K=1.2，則：AT=KT=

17、1.2X30.2=36.2NmcaA1由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20mm,軸孔長度38mm,則：d=20mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。簂二361212mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D=30mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d=25mm。234根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承,其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d=d=30mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承TOC o 1-5 h z3478樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸

18、為:dXDXT=30X62X16mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h=3mm,故取：d=d=36mm,?。簂二l二5mm。45674567齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于：dW2d，所以小齒輪應(yīng)156該和輸入軸制成一體，所以：1=55mm；則：56l=T+s+a-l=16+8+11-5=30mm3445l=T+s+a-l=16+8+11+2-5=32mm78675軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）：根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T=16mm帶輪中點距左支點距離L1(/2+35+16/2)mm=43mm2)齒寬中點距左支點距離L

19、2齒寬中點距右支點距離L3計算軸的支反力：(55/2+30+5-16/2)mm=54.5mm(55/2+5+32-16/2)mm=56.5mm水平面支反力（見圖b）：FtL3FNH1L2+L31208X56.554.5+56.5=614.9NFtL2Fnh2L2+L31208X54.554.5+56.5=593.1N垂直面支反力（見圖d）：FNV1FrL3-FQ(L1+L2+L3)439.7X56.5-X(43+54.5+56.5)L2+L354.5+56.5223.8NFNV2FrL2+FQL1439.7X54.5+X43L2+L354.5+56.5=215.93）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：

20、截面C處的水平彎矩：M=FL=614.9X54.5Nmm=33512NmmHNH12截面A處的垂直彎矩：M=FL=X43Nmm=0NmmV0Q1截面C處的垂直彎矩:M=FL=223.8X54.5Nmm=12197NmmVINV12M=FL=215.9X56.5Nmm=12198NmmV2NV23分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：22M二=35663Nmm1HV122M二2M+MMHMV2=35663Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他

21、危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4）,取二0.6,則有：McaM1+（aT1）2356632+（0.6X30.2X1000）2=MPacaWW0.1X503=3.2MPaW=60MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:9FtwIP3FtMHQFrII軸的設(shè)計MV.Q.FMH2FNV1FHHEFNVEFHH1FNY11求輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T：222P=4.37KWn=342.9r/minT=121.8Nm2222求作用在齒輪上的力：已知大齒輪的分度圓直徑為：d=210mm2則：2T2X121

22、.8X10002101160NF=FXtanrt3初步確定軸的最小直徑:先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A=0112，得：3P234.37d=AX=112Xcc=26.2mmmin0n2342.9顯然，輸入軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑d，由于鍵槽將軸徑增大124%,故選取：d=27mm,?。簂二40mm。小鏈輪輪右端用軸肩定位，故取1212段軸直徑為：d=27mm。小鏈輪輪右端距箱體壁距離為20,取：1=352323mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端IIITV、VI-VII上安

23、裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故?。篸=d=30mm；因軸只受徑載荷作用，查軸3467承樣本選用：6206型深溝球子軸承，其尺寸為：dXDXT=30mmX62mmX16mmo軸承端蓋的總寬度為：20mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l二20mm，l=35mm。23齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d=38mm，2所以：d=38mm，為使齒輪定位可靠取：l二48mm，齒輪右端采用軸肩定位,4545軸肩高度：h三0.07d=0.07X38=2.66mm,軸肩寬度：b三1.4h=1.4X2.66=0mm,所以：d=44mm,l=6mm；齒輪的左端與軸承之間采用套56

24、56筒定位,則：l=T+s+a+2.5+2=16+8+11+2.5+2=39.5mm34l=2+T+s+a+2.5-l=2+16+8+11+2.5-6=33.5mm6756軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T=16mm帶輪中點距左支點距離(40/2+35+16/2)mm=63mm齒寬中點距左支點距離(50/2-2+39.5-16/2)mm=54.5mm齒寬中點距右支點距離(50/2+6+33.5-16/2)mm=56.5mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FtL3FnhiL2+L31160X56.554.5+56.5=590.5NFtL

25、2Fnh2L2+L31160X54.554.5+56.5=569.5N垂直面支反力（見圖d）：FrL3-Fe(L1+L2+L3)F=nviL2+L3FNV2FrL2+FeLlL2+L3422.2X54.5+2406X6354.5+56.5=1572.9N422.2X56.5-2406X(63+54.5+56.5)54.5+56.5-3556.7N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖截面C處的水平彎矩：=32182NmmM=FL=590.5X54.5NmmHNH12截面A處的垂直彎矩：M=FL=2406X63Nmm=151578NmmV0e1截面C處的垂直彎矩：M=FL=-3556.7X54.5Nmm=

26、-193840NmmV1NV12M=FL=1572.9X56.5Nmm=88869NmmV2NV23分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。截面C處的合成彎矩:MH+MV1=196493NmmMH+MV2=94517Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取=0.6，則有：Mcaca=WM+(aT1)21964932+(0.6X121.8X1000)2=w=QMPaW0.1X383=38.2MP

27、aW=60MPa故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第九部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1輸入軸鍵計算:校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhXl=6mmX6mmX32mm,接觸長度：l=32-6=26mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=0.25hld=0.25X6X26X20X120/1000=93.6NmFT三T,故鍵滿足強(qiáng)度要求。12輸出軸鍵計算：校核大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhXl=10mmX8mmX45mm,接觸長度：l=45-10=35mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=0.25hld=0.25X

28、8X35X38X120/1000=319.2NmFT三T,故鍵滿足強(qiáng)度要求。2校核小鏈輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhXl=8mmX7mmX36mm,接觸長度：l=36-8=28mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T=0.25hld=0.25X7X28X27X120/1000=158.8NmFT三T,故鍵滿足強(qiáng)度要求。2第十部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：L=10X2X8X300=48000hh1輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1)初步計算當(dāng)量動載荷P:因該軸承只受徑向力，所以:P=F=439.7Nr(2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:60n13L=439.7X106h60X

29、1440X48000=7064N106(3)選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇：6206軸承，Cr=19.5KN,由課本式11-3有:106,C)360n1106,19.5X100060X1440(439.73=1.01X1O6Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。2輸出軸的軸承設(shè)計計算:(1)初步計算當(dāng)量動載荷P：因該軸承只受徑向力,所以:422.2N(2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:60n13rL=422.2X106h60X342.9X48000=4204N106（3）選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇：6206軸承，C19.5KN,由課本式11-3有:106,C)3L二h60n】3=4.79

30、X106Lh106(19.5X100060X342.9(422.2所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十一部分減速器及其附件的設(shè)計1箱體（箱蓋）的分析：箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當(dāng),并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機(jī)器。2箱體（蓋）的材料：由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下：代號名稱計算與說明結(jié)果箱體壁厚=0.025a+3三8取=10mm箱蓋壁厚=0.02a+3三8取=10mmf箱體加強(qiáng)筋厚=0.85=0.85X10=8.5取=1