單級齒輪減速器課程設計

機械設計（論文）說明書題目：一級斜齒圓柱齒輪減速器系 另I」： XXX系專業(yè)：學生姓名：學號:指導教師:職稱:二零一二年五月一日TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一部分課程設計任務書 3\o"CurrentDocument"第二部分傳動裝置總體設計方案 3\o"CurrentDocument"第三部分電動機的選擇 4\o"CurrentDocument"第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數 7\o"CurrentDocument"第五部分齒輪的設計 8\o"CurrentDocument"第六部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計 17\o"CurrentDocument"第七部分鍵連接的選擇及校核計算 20\o"CurrentDocument"第八部分減速器及其附件的設計 22第九部分潤滑與密封 24\o"CurrentDocument"設計小結 25\o"CurrentDocument"參考文獻 25第一部分課程設計任務書設計課題：設計一用于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉，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，使用期限5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。設計要求：減速器裝配圖一張（A1或A0）。CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3或A2）。設計說明書一份。設計步驟：傳動裝置總體設計方案電動機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設計開式錐齒輪齒輪的設計滾動軸承和傳動軸的設計鍵聯(lián)接設計箱體結構設計潤滑密封設計聯(lián)軸器設計第二部分傳動裝置總體設計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將錐齒輪設置在低速級。其傳動方案如下:圖一：傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇輸出端為開式錐齒輪傳動和一級圓柱斜齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率爪:T]a=m2T123il3T14T]5=0.992X0.983X0.97X0.95X0.96=0.82Til為聯(lián)軸器的效率,m為軸承的效率，中為齒輪嚙合傳動的效率,T]4為開式錐齒輪的效率,叱為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分電動機的選擇1電動機的選擇執(zhí)行機構轉速n：n=48m/s工作機的功率㈤：國=4KW電動機所需工作功率為：Pw4Pf=^=4.88KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為：n=48r/miii經查表按推薦的傳動比合理范圍，開式錐齒輪傳動的傳動比ii=2?5,一級圓柱斜齒輪減速器傳動比0=35,則總傳動比合理范圍為?30,電動機轉速的可選范圍為iid=iaXn=（6X24）X48=288?1440r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M2-8的三相異步電動機，額定功率為5.5KW,滿載轉速nm=720i7min,同步轉速750r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比:

由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為:ia=iini/n=720/48=15（2）分配傳動裝置傳動比：ia=ioXi式中io,ii分別為開式錐齒輪傳動和減速器的傳動比。為使開式錐齒輪傳動外廓尺寸不致過大，初步取io=3.5,則減速器傳動比為：i=ift/io=15/3.5=4.3第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數!1!第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數!1!（1） 各軸轉速：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） 各軸輸入功率：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則各軸的輸出功率:Pi=PiX0.98=4.73KWPn=PnX0.98=4.5KWPili'=PiliX0.98=4.36KWPiv'=PivX0.98=4.06KW(3)各軸輸入轉矩：Ti=TdXr]i電動機軸的輸出轉矩：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輸出轉矩為：Ti'=TiX0.98=62.8NmTn'=TnX0.98=256.8NmTm=TmX0.98=249.1NmTn/=TivX0.98=811.7Nm第六部分齒輪的設計（一）高速級齒輪傳動的設計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故大小齒輪都選用軟齒面漸開線斜齒輪。1） 材料：高速級小齒輪選用40Cr鋼調質，齒面硬度為小齒輪：274~286HBW。高速級大齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為大齒輪：225~255HBW。取小齒齒數：Zi=22,則：Z2=iXZi=4.3X22=94.6?。篫2=952） 初選螺旋角:p=15°o2初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：313313確定各參數的值:1)試選Kt=2.5Ti=64.1Nm3）選取齒寬系數Wd=l由表8-5查得材料的彈性影響系數ZE=189.8面虱由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數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） 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：QHUmi=650MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:QHiini2=530MPao11） 計算應力循環(huán)次數：小齒輪應力循環(huán)次數：Ni=60iikth=60X720X1X5X300X2X8=1.04X109大齒輪應力循環(huán)次數：N2=60iikth=Ni/u=1.04X109/=2.41X10s12） 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數:Khni=0.88?Khn2=0.9113） 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數S=l,得：KHNlaHliml

[oH]i= =0.88X650=572MPar.KHN2QHlim2、/[ohL= =0.91X530=482.3MPa許用接觸應力:[oH]=([叫]1"%]2)/2=(572+482.3)/2=527.15MPa3設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d】t：4修正計算結果:1）確定模數:d]tCos|356.7Xcosl5°=2.49mmZ122取為標準值：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)計算齒輪參數:di=Z-m1ncosP22X2.5

cosl5°=57nunaZ2mnd2=荷95X2.5

cosl5°=246mmb=(pdXdi=57mmb圓整為整數為：b=57mnio5）計算圓周速度v:60X100060X1000”出】1 _3.14X57X720

60X100060X1000由表8-8選取齒輪精度等級為9級。2.42o6） 同前，Ze=189.8何毒。由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數為: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查得系數：Ka=1,由圖8-6查得系數：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計算di：3273273/2X2.62X64.1X1000+1<2.42X189.8X0.78XO.98^2=VIX—X]H715 )實際di=57>56.8所以齒面接觸疲勞強度足夠。5校核齒根彎曲疲勞強度：確定公式內各計算數值：1)當量齒數：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得重合度系數：Y8=0.2540.75cos2Pb/^v=068由圖8-26和印=1.87查得螺旋角系數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,由圖8-12查得：K邛=1.33K=KAKvKFaKFp=1X1.1X1.75X1.33=2.56由圖8-17、8-182得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFal=2.63YFa2=2.17應力校正系數:Ysai=1.59YSa2=1.83由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為:CFiimi=500MPaGFiim2=380MPa同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數:Ni=1.04X1()9大齒輪應力循環(huán)次數:N2=2.41X10s由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：Kfni=0.85Kfn2=0.87計算彎曲疲勞許用應力，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大齒輪數值大選用。(2)按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度:vYFaYSa\^d\^dzl￡a［叩3/ 2=1.73nun/2X2.56X64.1X1000X0.87Xcos=1.73nun\j 1X22X1.6431.73W2.5所以強度足夠。(3)各齒輪參數如下:大小齒輪分度圓直徑：di=57mmd3=246mmb=vpdXdi=57mmb圓整為整數為：b=57mm圓整的大小齒輪寬度為：bi=62mmb2=57mm中心距：a=151.5mm,模數：m=2.5mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計

I軸的設計輸入軸上的功率Pi、轉速山和轉矩Ti：Pi=4.83KWm=720r/rninTi=64.1Nm求作用在齒輪上的力:己知小齒輪的分度圓直徑為:山=57mm則:2T]Ft=2X64.1X10002T]Ft=2X64.1X1000=2249.1N57tanaFix*10、,tan20tanaFix*10、,tan20=2249.1X =847.5Ncosl5Fa=Fttanp=2249.1Xtanl5°=6023N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（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3,取:&=112,得:=21.1nun=21.1nun輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉矩:Tca=KATi，查《機械設計（第八版）》表14-1,由于轉矩變化很小，故取:Ka=1.2,貝IJ:Tca=KATi=1.2X64.1=76.9Nm由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號為:LT5型，其尺寸為：內孔直徑25mm,軸孔長度44mm,WO：di?=25mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠?。?12=42mnio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=35mm,左端用軸肩定位，故取段軸直徑為：d23=30nmio4根據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111-IV、VII-VIII上安裝軸承,其段滿足軸承內徑標準，故取:d34=cl78=35mm：因軸既受徑載荷乂受軸向載荷作用，查軸承樣本選用：30207型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為:dXDXT=35X72XI8.25nun，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：30207。型軸承的定位軸肩高度：h=3.5mm,故?。篸45=(^7=42nun,?。?45=167=5mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:肖冬2%6,所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以：156=62mm：則：134=T+s+a-145=18.25+8+11-5=32.25mmbs=T+s+a-167=18.25+8+11+2-5=34.25mmII軸的設計1求輸出軸上的功率P,轉速皿和轉矩T2：P2=4.59KW112=167.4r/niinT2=262Nm2求作用在齒輪上的力：己知大齒輪的分度圓直徑為：cb=246mm則:

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

cosp0、,tan20=2130.1X =802.6Ncosl5Fa=Fttanp=2130.1Xtanl5°=570.5N3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（調質），根據《機械設計（第八版）》表15-3,取:Ao=112,得:=33.8mm輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉矩:Tca=KAT2,查《機械設計（第八版）》表14-1,由于轉矩變化很小，故取:Ka=1.2,貝lj:%=KaT2=1.2X262=314.4Nm由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號為:IT7型，其尺寸為：內孔直徑40mm,軸孔長度84mm，貝土di2=40mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠?。?12=82mmo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=50mm,左端用軸肩定位，故取段軸直徑為：d23=45nmio4根據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111-IV、VI-VII±安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取：d34=^7=50mm；因軸既受徑載荷乂受軸向載荷作用，查軸承樣本選用:30210型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：dXDXT=

50nunX90mmX21.75mmo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:1=20mm,以3=35mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內徑為：d2=58mm,所以：*=58111111,為使齒輪定位可靠?。篒45=55mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度：hN0.07d=0.07X58=4.06nun,軸肩寬度：bN1.411=1.4X4.06=0nun,所以：d56=67mm,I56=6mm：齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：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第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1輸入軸鍵計算：校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=8111111X7nunX36miii,接觸長度:1=36-8=28mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：T=0.251ild[oF]=0.25X7X28X25X120/1000=147N111TMTi，故鍵滿足強度要求。2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：bXhXI=16mmX10mmX50mm,接觸長度:1=50-16=34mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T=0.251ild[QF]=0.25X10X34X58X120/1000=591.6NmT^T2,故鍵滿足強度要求。校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bXhX1=12mmX8mmX70mm,接觸長度:1=70-12=58mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：T=0.25hld[oF]=0.25X8X58X40X120/1000=556.8NmTWT?,故鍵滿足強度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命：Lh=5X2X8X300=24000h1輸入軸的軸承設計計算：初步計算當量動載荷P：因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X=l,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X847.5-H)X602.3=847.5N求軸承應有的基本額定載荷值C為：:/60111 10/3/60X720C=P\/—T-L.=847.5Xa/ X24000=6820N\10611 \ 106

選擇軸承型號:查課本表11-5,選擇:30207軸承，G=54.2KN,由課本式11-3有:Lh=1°6Lh=1°6fio/36011「；=2.39X107^Lh106=2.39X107^Lh所以軸承預期壽命足夠。2輸出軸的軸承設計計算:(1)初步計算當量動載荷P：因該軸承即受軸向力也受徑向力，有課本表12-5查得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y分別為：X=l,Y=0所以：P=XFr+YFa=1X802.6+0X570.5=802.6N=802.6X(2)求軸承應有的基本額定載荷值C為:10/3=802.6X=4167Na/ 7一X24000=4167N\ 106選擇軸承型號:查課本表11-5,選擇:30210軸承，G=73.2KN,由課本式11-3有:Lh=1°6Lh=1°6fio/36011「；=3.35X10*WLh1()6(73.2X1000)10/360X167.41802.6)=3.35X10*WLh所以軸承預期壽命足夠。第十部分減速器及其附件的設計1箱體（箱蓋）的分析：箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2箱體（蓋）的材料：由于本課題所設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，適應于成批生產。3箱體的設計計算，箱體尺寸如下：代號名稱計算與說明結果箱體壁厚6=0.025a+338取8=10mm&箱蓋壁厚&=0.02a+3N8取6i=10mm8箱體加強筋厚6*=0.856i=0.85X10=8.5取8=10nun61*箱蓋加強筋厚61*=0.856i=0.85X10=8.5取&=10mmb箱體分箱面凸緣厚bQ1.58=1.5X10=15mm取b=15mm加箱蓋分箱面凸緣厚bi^l.56il.5X10=15mm取