一级直齿圆柱齿轮减速器设计项目说明指导书分解.doc

机械设计基础课程设计说明书

题 目：一级直齿圆柱齿轮减速器
系 别： XXX系
专 业：
学生姓名：
学 号：
指导老师：
职 称：

二零一二年五月一日
目 录

第一部分 课程设计任务书-------------------------------3
第二部分 传动装置总体设计方案-------------------------3
第三部分 电动机选择--------------------------------4
第四部分 计算传动装置运动和动力参数-----------------7
第五部分 齿轮设计----------------------------------8
第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器设计---------------17
第七部分 键连接选择及校核计算-----------------------20
第八部分 减速器及其附件设计-------------------------22
第九部分 润滑和密封----------------------------------24
设计小结--------------------------------------------25
参考文件--------------------------------------------25

第一部分 课程设计任务书

一、设计课题：
设计一用于带式运输机上一级直齿圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷改变不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包含其支承轴承效率损失),减速器小批量生产,使用期限5年(250天/年),2班制工作,运输许可速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。

二. 设计要求:
1.减速器装配图一张(A1或A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
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. 电动机选择
3. 确定传动装置总传动比和分配传动比
4. 计算传动装置运动和动力参数
5. 设计V带和带轮
6. 齿轮设计
7. 滚动轴承和传动轴设计
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：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。
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。其传动方案以下：

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表示。
选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。
计算传动装置总效率ha:
ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
h1为V带效率,h2为轴承效率,h3为齿轮啮合传动效率,h4为联轴器效率,h5为滚筒效率（包含滚筒和对应轴承效率）。

第三部分 电动机选择

1 电动机选择
皮带速度v:
v=1.35m/s
工作机功率pw:
pw= 2.11 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 2.48 KW
实施机构曲柄转速为:
n = 103.2 r/min
经查表按推荐传动比合理范围，V带传动传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速可选范围为nd = ia×n = (6×24)×103.2 = 619.2~2476.8r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，选定型号为Y100L2-4三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min，同时转速1500r/min。
2 确定传动装置总传动比和分配传动比
（1）总传动比：
由选定电动机满载转速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=1430/103.2=13.9
（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传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:
i=ia/i0=13.9/3.5=4

第四部分 计算传动装置运动和动力参数

（1）各轴转速:
nI = nm/i0 = 1430/3.5 = 408.6 r/min
nII = nI/i = 408.6/4 = 102.2 r/min
nIII = nII = 102.2 r/min
（2)各轴输入功率:
PI = Pd×h1 = 2.48×0.96 = 2.38 KW
PII = PI×h2×h3 = 2.38×0.98×0.97 = 2.26 KW
PIII = PII×h2×h4 = 2.26×0.98×0.99 = 2.19 KW
则各轴输出功率：
PI' = PI×0.98 = 2.33 KW
PII' = PII×0.98 = 2.21 KW
PIII' = PIII×0.98 = 2.15 KW
(3)各轴输入转矩:
TI = Td×i0×h1
电动机轴输出转矩:
Td = = 16.6 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 16.6×3.5×0.96 = 55.8 Nm
TII = TI×i×h2×h3 = 55.8×4×0.98×0.97 = 212.2 Nm
TIII = TII×h2×h4 = 212.2×0.98×0.99 = 205.9 Nm
输出转矩为：
TI' = TI×0.98 = 54.7 Nm
TII' = TII×0.98 = 208 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 201.8 Nm

第五部分 V带设计

1 选择一般V带型号
计算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×2.48 = 2.73 KW
依据手册查得悉其交点在A型交界线范围内，故选择A型V带。
2 确定带轮基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 3.5×100×(1-0.02) = 343 mm
由手册选择d2 = 335 mm。
带速验算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 1430×100×π/(60×1000) = 7.48 m/s
介于5~25m/s范围内，故适宜。
3 确定带长和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+335)≤a0≤2×(100+335)
304.5≤a0≤870
初定中心距a0 = 587.25 mm，则带长为:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×587.25+π×(100+335)/2+(335-100)2/(4×587.25)=1881 mm
由表9-3选择Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 587.25+(1800-1881)/2 = 546.75 mm
4 验算小带轮上包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(335-100)×57.30/546.75
= 155.40>1200
5 确定带根数：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 2.73/((1.32+0.17)×1.01×0.93) = 1.95
故要取Z = 2根A型V带。
6 计算轴上压力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×2.73×(2.5/0.93-1)/(2×7.48)+0.10×7.482 = 159.6 N
作用在轴上压力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×2×159.6×sin(155.4/2) = 623.7 N

第六部分 齿轮设计

（一） 高速级齿轮传动设计计算
1 齿轮材料、热处理及精度：
考虑此减速器功率及现场安装限制，故选择一级圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。
材料：小齿轮选择45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。大齿轮选择45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 21，则：
Z2 = i12×Z1 = 4×21 = 84 取：Z2 = 84
2 初步设计齿轮传动关键尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数值:
1) 试选Kt = 1.2
2) T1 = 55.8 Nm
3) 选择齿宽系数yd = 1
4) 由表8-5查得材料弹性影响系数ZE = 189.8
5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5
6) 查得小齿轮接触疲惫强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮接触疲惫强度极限:sHlim2 = 560 MPa。
7) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×408.6×1×5×250×2×8 = 4.9×108
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.9×108/4 = 1.23×108
8) 由图8-19查得接触疲惫寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN2 = 0.92
9) 计算接触疲惫许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = 0.9×610 = 549 MPa
[sH]2 = = 0.92×560 = 515.2 MPa
许用接触应力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa
3 设计计算:
小齿轮分度圆直径:d1t:

= = 65.2 mm
4 修正计算结果：
1) 确定模数：
mn = = = 3.1 mm
取为标准值:3 mm。
2) 中心距：
a = = = 157.5 mm
3) 计算齿轮参数：
d1 = Z1mn = 21×3 = 63 mm
d2 = Z2mn = 84×3 = 252 mm
b = φd×d1 = 63 mm
b圆整为整数为：b = 63 mm。
4) 计算圆周速度v:
v = = = 1.35 m/s
由表8-8选择齿轮精度等级为9级。
5 校核齿根弯曲疲惫强度：
(1) 确定公式内各计算数值：
1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为：
= = = 9.33
求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×63 = 1.37
，由图8-12查得：KFb = 1.34
2) K = KAKVKFaKFb = 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 = 2.73 YFa2 = 2.23
应力校正系数:YSa1 = 1.57 YSa2 = 1.77
4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮弯曲疲惫强度极限为：
sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa
5) 同例8-2：
小齿轮应力循环次数:N1 = 4.9×108
大齿轮应力循环次数:N2 = 1.23×108
6) 由图8-20查得弯曲疲惫寿命系数为：
KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89
7) 计算弯曲疲惫许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 160.2
[sF]2 = = = 150.6
= = 0.02675
= = 0.02621
小齿轮数值大选择。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲惫强度：
mn≥
= = 2.22 mm
2.22≤3所以强度足够。
(3) 各齿轮参数以下：
大小齿轮分度圆直径：
d1 = 63 mm
d2 = 252 mm
b = yd×d1 = 63 mm
b圆整为整数为：b = 63 mm
圆整大小齿轮宽度为：b1 = 68 mm b2 = 63 mm
中心距：a = 157.5 mm，模数：m = 3 mm

第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器设计

Ⅰ轴设计
1 输入轴上功率P1、转速n1和转矩T1:
P1 = 2.38 KW n1 = 408.6 r/min T1 = 55.8 Nm
2 求作用在齿轮上力:
已知小齿轮分度圆直径为:
d1 = 63 mm
则:
Ft = = = 1771.4 N
Fr = Ft×tanat = 1771.4×tan200 = 644.7 N
3 初步确定轴最小直径:
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据《机械设计基础课程设计（第八版）》表15-3，取A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 20.2 mm
显然，输入轴最小直径是安装大带轮处轴径，因为安装键将轴径增大4%，故选择:d12 = 21 mm。带轮宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (2-1)×18+2×8 = 34 mm，为确保大带轮定位可靠取：l12 = 32 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 26 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。
4 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度:
初选轴承类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选择：6206型深沟球轴承，其尺寸为:d×D×T = 30×62×16 mm，轴承右端采取挡油环定位，由轴承样本查得：6206。型轴承定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。
齿轮定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。因为:d1≤2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 68 mm；则:
l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mm
l78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm

5 轴受力分析和校核:
1）作轴计算简图（见图a）:
依据6206深沟球轴承查手册得T = 16 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (34/2+35+16/2)mm = 60 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (68/2+30+5-16/2)mm = 61 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (68/2+5+32-16/2)mm = 63 mm
2）计算轴支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 900 N
FNH2 = = = 871.4 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -597.9 N
FNV2 = = = 618.9 N
3）计算轴弯矩，并做弯矩图：
截面C处水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 900×61 Nmm = 54900 Nmm
截面A处垂直弯矩：
MV0 = FQL1 = 623.7×60 Nmm = 37422 Nmm
截面C处垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -597.9×61 Nmm = -36472 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 618.9×63 Nmm = 38991 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处合成弯矩：
M1 = = 65911 Nmm
M2 = = 67337 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强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。必需时也对其它危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。依据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 3 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽略单键槽影响）。轴弯扭受力图以下：
II轴设计
1 求输出轴上功率P2、转速n2和转矩T2：
P2 = 2.26 KW n2 = 102.2 r/min T2 = 212.2 Nm
2 求作用在齿轮上力:
已知大齿轮分度圆直径为:
d2 = 252 mm
则:
Ft = = = 1684.1 N
Fr = Ft×tanat = 1684.1×tan200 = 613 N
3 初步确定轴最小直径:
先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据《机械设计基础课程设计（第八版）》表15-3，取:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 31.4 mm
输出轴最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选择联轴器型号，联轴器计算转矩:Tca = KAT2，查《机械设计基础课程设计（第八版）》表14-1，因为转矩改变很小，故取:KA = 1.2，则:
Tca = KAT2 = 1.2×212.2 = 254.6 Nm
因为键槽将轴径增大4%，选择联轴器型号为:LT7型，其尺寸为：内孔直径40 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 40 mm，为确保联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采取轴端挡圈定位，按轴径选择轴端挡圈直径为：D = 50 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 45 mm。
4 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度：
初选轴承类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 50 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选择:6210型深沟球子轴承，其尺寸为：d×D×T = 50mm×90mm×20mm。轴承端盖总宽度为：20 mm，取端盖外端面和半联轴器右端面距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。
齿轮定位及安装齿轮处轴段尺寸确实定。取大齿轮内径为：d2 = 58 mm，所以：d45 = 58 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 61 mm，齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度：h ≥ 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm，轴肩宽度：b ≥ 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm，所以：d56 = 67 mm，l56 = 6 mm；齿轮左端和轴承之间采取套筒定位，则：
l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mm
l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm

5 轴受力分析和校核:
1）作轴计算简图（见图a）:
依据6210深沟球轴承查手册得T= 20 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (63/2-2+43.5+61-20/2)mm = 124 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (63/2+6+37.5-20/2)mm = 65 mm
2）计算轴支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 579.2 N
FNH2 = = = 1104.9 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 210.8 N
FNV2 = = = 402.2 N
3）计算轴弯矩，并做弯矩图：
截面C处水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 579.2×124 Nmm = 71821 Nmm
截面C处垂直弯矩：
MV = FNV1L2 = 210.8×124 Nmm = 26139 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处合成弯矩：
M = = 76430 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强度：
通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩截面（即危险截面C）强度。必需时也对其它危险截面（转矩较大且轴颈较小截面）进行强度校核。依据公式（14-4），取a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 7.6 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计轴有足够强度，并有一定裕度（注：计算W时，忽略单键槽影响）。轴弯扭受力图以下：

第八部分 键联接选择及校核计算

1 输入轴键计算：
校核大带轮处键连接：
该处选择一般平键尺寸为：b×h×l = 6mm×6mm×28mm，接触长度:l' = 28-6 = 22 mm，则键联接所能传输转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×6×22×21×120/1000 = 83.2 Nm
T≥T1，故键满足强度要求。
2 输出轴键计算：
(1) 校核大齿轮处键连接：
该处选择一般平键尺寸为：b×h×l = 16mm×10mm×50mm，接触长度:l' = 50-16 = 34 mm，则键联接所能传输转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×10×34×58×120/1000 = 591.6 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。
(2) 校核联轴器处键连接：
该处选择一般平键尺寸为：b×h×l = 12mm×8mm×70mm，接触长度:l' = 70-12 = 58 mm，则键联接所能传输转矩为:
T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm
T≥T2，故键满足强度要求。

第九部分 轴承选择及校核计算

依据条件，轴承估计寿命：
Lh = 5×2×8×250 = 0 h
1 输入轴轴承设计计算:
(1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
P = Fr = 644.7 N
(2) 求轴承应有基础额定载荷值C为:
C = P = 644.7× = 5084 N
(3) 选择轴承型号:
查书本表11-5，选择:6206轴承，Cr = 19.5 KN，由书本式11-3有：
Lh =
= = 1.13×106≥Lh
所以轴承预期寿命足够。
2 输出轴轴承设计计算:
(1) 初步计算当量动载荷P:
因该轴承只受径向力，所以:
P = Fr = 613 N
(2) 求轴承应有基础额定载荷值C为:
C = P = 613× = 3046 N
(3) 选择轴承型号:
查书本表11-5，选择:6210轴承，Cr = 35 KN，由书本式11-3有：
Lh =
= = 3.04×107≥Lh
所以轴承预期寿命足够。

第十部分 减速器及其附件设计

1 箱体（箱盖）分析：
箱体是减速器中较为复杂一个零件，设计时应努力争取各零件之间配置合适，而且满足强度，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，成本低廉机器。
2 箱体（盖）材料：
因为本课题所设计减速器为一般型，故常见HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造减速箱刚性好,易得到美观外形,易切削,适应于成批生产。
3 箱体设计计算，箱体尺寸以下：
代号 名称 计算和说明 结果
d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm
d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm
d' 箱体加强筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm
d1' 箱盖加强筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm
b 箱体分箱面凸缘厚 b≈1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm
b1 箱盖分箱面凸缘厚 b1≈1.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm
b2 平凸缘底厚 b2≈2.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm
df 地脚螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm
d1 轴承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm
d2 联接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm
d3 轴承盖螺钉 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm
d4 检验孔螺钉 M8×22
n 地脚螺栓数 取：n = 6

第十一部分 润滑和密封设计

对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型，且传速较低，所以其速度远远小于150-200 m/min，所以采取脂润滑，箱体内选择CKC150润滑油，装至要求高度。油深度为：H+h1：
H = 30 mm h1 = 34 mm
所以：H+h1 = 30+34 = 64 mm 。
其中油粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了确保机盖和机座联接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为Ra=6.3，密封表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间距离不宜太大，为150mm。并匀均部署，确保部分面处密封性。

设计小结

这次相关带式运输机上一级圆柱齿轮减速器课程设计是我们真正理论联络实际、深入了解设计概念和设计过程实践考验，对于提升我们机械设计基础课程设计综合素质大有用处。经过两个星期设计实践，使我对机械设计基础课程设计有了更多了解和认识.为我们以后工作打下了坚实基础。
机械设计基础课程设计是机械工业基础,是一门综合性相当强技术课程，它融《机械原理》、《机械设计基础课程设计》、《理论力学》、《材料力学》、《交换性和技术测量》、《工程材料》、《机械设计基础课程设计（机械设计基础课程设计基础）课程设计》等于一体。
这次课程设计,对于培养我们理论联络实际设计思想、训练综合利用机械设计基础课程设计和相关先修课程理论,结合生产实际反应和处理工程实际问题能力，巩固、加深和扩展相关机械设计基础课程设计方面知识等方面相关键作用。
此次设计得到了指导老师细心帮助和支持。衷心感谢老师指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握相关机械设计基础课程设计知识，继续培养设计习惯和思维从而提升设计实践操作能力。

参考文件

1 《机械设计基础课程设计（第八版）》　高等教育出版社。
2 《机械设计基础课程设计（机械设计基础课程设计基础）课程设计》　高等教育出版社。
3 《机械零件手册》 天津大学机械零件教研室。