一级齿轮减速器专业课程设计指导书解读.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 含有单级圆柱齿轮减速器及传动传动系统 专 业机电一体化班 级机电一体化1036班 设 计 人 王德 完成日期 -4-28 设计要求：含有单级圆柱齿轮减速器及带传动传动系统运输带工作拉力F= 1150 N运输带工作速度 v = 1.2 m/s卷筒直径 D= 260 mm工作条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每十二个月工作300天，减速器设计寿命8 年，电压为三相交流电（220V/380V）.目 录一、 运动参数计算4二、 带传动设计 6三、 齿轮设计 8四、 轴设计 12五、 齿轮结构设计18六、 轴承选择及计算19七、 键连接选择和校核23八、 联轴器选择 24九、 箱体结构设计 24十、 润滑密封设计26一运动参数计算1电动机选型1）电动机类型选择按工作要求选择Y系列三相异步电机，电压为380V。2）电动机功率选择滚筒转速：负载功率:电动机所需功率为：（其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。）为了计算电动机所需功率，先确定从电动机到工作机只见得总效率，设、分别为V带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器效率查机械设计课程设计表2-2得 =0.95 =0.97 =0.99 =0.99折算到电动机功率为:选择额定功率为2.2KW3）电动机转速选择选择常见同时转速为1500 r/min和1000 r/min。4）电动机型号选择电动机型号额定功率同时转速满载转速总传动比轴外伸轴径轴外伸长度Y100L2-42.2KW1500r/min1420r/min16.1228mm60mmY132S-62.2KW1000r/min940r/min10.6738mm80mm为了合理分配传动比，使机构紧凑，选择电动机Y122M-62计算传动装置总传动比和分配传动比(1)总传动比: （2）选择带传动传动比（3）齿轮传动比3计算传动装置运动和动力参数：（1）计算各轴转速:I轴转速： （2）各轴输入功率I轴上齿轮输入功率:II轴输入功率：III轴输入功率：（3）各轴转矩电动机输出转矩： 运动和动力参数以下表轴号转速n/(r/min)输入功率P（kW）转矩T（）传动比i电动机轴9401.3828.4313轴313.31.29881.0263.56轴881.246296.4261轴881.222290.627二带传动设计1.确定计算功率查书本表7-9得：,式中为工作情况系数， 为传输额定功率,即电机额定功率.2.选择带型号依据，,查书本图7-10选择带型为A型带3.选择带轮基准直径1）初选小带轮基准直径 查书本表7-10取小带轮基准直径2）验算带速v在525m/s范围内，故V带适宜3）计算大带轮基准直径查书本表7-10后取4.确定中心距a和带基准长度依据书本式例1中列出 ，初步选择中心距所以带长,=查书本表7-11选择基准长度得实际中心距由式得中心距地改变范围为413-432mm5.验算小带轮包角，包角适宜。6.确定v带根数z1）计算单根V带额定功率由和查书本表7-3，7-8得转速，传动比,查书本7-3，7-8得查书本表,7-11得查书本表7-12,并由内插值法得=0.9462）带根数故选Z=3根带。7.计算初拉力由7-1得q=0.1kg/m，单根一般带张紧后初拉力为8.计算作用在轴上压轴力9.V带轮结构设计（表7-2）（1）B=（Z-1）e+2f=（3-1）16+210=52mm、小带轮设计采取材料HT150铸铁da1=118mm3d，d为电机轴直径d=38mm， 且300mm，故采取腹板式。腹板上不开孔。a)、部分结构尺寸确定表7-2和图7-5：d1=1.8d=1.838=69mmL=1.8d=1.838=69mm、大带轮设计表7-2和图7-5因为 D2=300mm， 故采取孔板式。a）、相关结构尺寸以下7-2和图7-5：d=38mm; 第I轴直径d1=1.838=69mmL=1.8d=381.8=69mm三.齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数p73例5-2（1）依据传动方案，选择直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为通常工作状态机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。（3）材料选择依据书本表10-1：小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS大齿轮材料为45钢（调质）HB2=240大小齿轮齿面硬度差为280240=40，是合理。当运转过程中较硬小齿轮齿面对较软大齿轮齿面，会起较显著冷作硬化效应，提升了大齿轮齿面疲惫极限，从而延长了齿轮使用寿命。（4）选小齿轮齿数Z1=23；则大齿轮齿数Z2= Z1=3.8123=87.6，去Z2=82、按齿面接触疲惫强度设计由由设计公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内各计算数据1)、试选Kt=1.3；2)、；3)、由书本表10-7选择d=1；4)、由书本表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮解除疲惫强度极限大齿轮解除疲惫强度极限6）由书本式10-13计算应力循环次数7）由书本图10-19取接触疲惫寿命系数KNH1=0.90，KNH2=0.958）计算接触疲惫许用应力去失效概率1%，安全系数S=1，由书本式（10-12）得（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t2)、计算圆周速度V=0.989m/s3)、计算齿宽4）计算齿宽和齿高比模数齿高h=2.25=5.898mm=60.287/5.898=10.225)计算载荷系数依据v=1.01m/s，8级精度，由书本图10-8查得动载荷系数KV=1.10直齿轮由书本表10-2查得使用系数由书本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称部署时由，查得故载荷系数6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-10a）得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计由书本式（10-5）得弯曲强度计算公式（1）确定公式内各个计算数值1）由书本图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限大齿轮弯曲疲惫强度极限2）由书本图10-18取弯曲疲惫寿命系数, 3)计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由书本式（10-12）得4)计算载荷系数K5)查取齿形系数由表10-5查得 ，6）查取应力校正系数由表10-5查得 ,7)计算大、小齿轮大齿轮数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算模式m大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数m大少关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力，仅和齿轮直径（即模数）和齿轮乘积相关，可取由弯曲疲惫强度算得模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲惫强度计算分度圆直径=63.007mm，算出小齿轮齿数，取=32大齿轮齿数：这么设计齿轮传动，既满足了齿面接触疲惫强度，又满足了齿根弯曲疲惫强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿宽 取，名称符号公式齿1齿2齿数32122分度圆直径64228齿顶高22齿根高2.52.5齿顶圆直径68232齿根圆直径59224中心距154齿宽7065四轴设计（一）轴设计1.轴上功率、转速和转矩2.作用在齿轮上力圆周力径向力3.初定轴最小直径先按书本式（15-2）初步估量轴最少直径。材料为45钢，调质处理。依据书本表15-3，取输出轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径，故先选联轴器。联轴器计算转矩，查书本表14-1，考虑到转矩改变很小，故=1.3,，则：选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩为:半联轴器孔径:,故取:. 半联轴器长度,半联轴器和轴配合毂孔长度为:.4、轴结构设计 (1)轴上零件定位,固定和装配单级减速器中能够将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取段直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,半联轴器和轴配合毂孔长度:,为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故段长度应比略短,取:.初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力作用 ,故选择深沟球轴承,参考工作要求并依据:.由机械设计课程设计表12-5，选择6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采取套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采取轴肩定位.取=53mm取安装齿轮处轴段直径：，齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位,已知齿轮轮毂宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短和轮毂宽度,故取：,齿轮右端采取轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处直径：，轴环宽度：,取。 轴承端盖总宽度为：,取：.取齿轮距箱体内壁距离为:，s=8mm,T=19mm,因为这是对称结构，算出.至此,已初步确定了轴各段直径和长度.(3)轴上零件周向定位齿轮,半联轴器和轴周向定位均采取平键联接1）齿轮和轴连接按查书本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.为了确保齿轮和轴配合有良好对中性,故选择齿轮轮毂和轴配合为;2）半联轴器和轴联接, 查书本表6-1，选择平键为:,半联轴器和轴配合为: .滚动轴承和轴周向定位是借过渡配合来确保,此处选轴直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考书本表15-2,取轴端倒角为:,处圆角取R2，各轴肩处圆角半径取(5)求轴上载荷在确定轴承支点位置时,深沟球轴承作用点在对称中心处，作为简支梁轴支撑跨距,据轴计算简图作出轴弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴强度. 作用在齿轮上力切向力径向力求作用于轴上支反力水平面内支反力: 垂直面内支反力: 作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生弯矩.计算总弯矩:作出扭矩图:.作出计算弯矩图:,校核轴强度对轴上承受最大计算弯矩截面强度进行校核.危险截面在A左侧。, 由表15-1查得，所以，故安全。（二）轴设计1.轴上功率、转速和转矩2.作用在齿轮上力切向力径向力3.初定轴最小直径先按书本式（15-2）初步估量轴最少直径。材料为45钢，调质处理。依据书本表15-3，取输出轴最小直径显然是安装带轮处轴直径，=38mm 电动机轴外伸80mm，配合轮毂长度69mm4、轴结构设计 (1)轴上零件定位,固定和装配单级减速器中能够将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮右面由套筒定位,左面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度为了满足带轮轴向定位要求, 轴段左端需制出一轴肩,故取段直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,带轮和轴配合毂孔长度:,为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上,故段长度应比略短,取:.初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力作用 ,故选择深沟球轴承,参考工作要求并依据: .由机械设计课程设计表12-5，选择6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采取绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采取套筒定位.取 =58mm。取安装齿轮处轴段直径：，齿轮右端和右轴承之间采取套筒定位,已知齿轮轮毂宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短和轮毂宽度,故取：,齿轮右端采取轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处直径：，轴环宽度：,取。 轴承端盖总宽度为：,依据对称结构：.至此,已初步确定了轴各段直径和长度.(3)轴上零件周向定位齿轮,带轮和轴周向定位均采取平键联接1）齿轮和轴连接按查书本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.为了确保齿轮和轴配合有良好对中性,故选择齿轮轮毂和轴配合为;2）带轮和轴联接 查书本表6-1，选择平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.带轮和轴配合为: .3）滚动轴承和轴周向定位是借过渡配合来确保,此处选轴直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考书本表15-2,取轴端倒角为:,处、处取圆角半径R2，其它各轴肩处圆角半径取五、齿轮结构设计1、小齿轮结构设计当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， e4mm因为第一轴结构设计中小齿轮处轴d=55,而小齿轮齿根圆显然e2mt故需做成齿轮轴。2、对于大齿轮：当da500mm时，采取腹板式结构。相关参数：,d为轴安装大齿轮处轴径。D1=mm ，取C=16mmr=5mm。高速级大齿轮结构图以下：六. 轴承选择及计算1.轴承选择：轴承1：深沟球轴承6209轴承2：深沟球轴承62102.校核轴承：1）校核深沟球轴承6210，查机械设计课程设计表12-5得：由书本表13-6，取因为轴承只受径向力作用对于球轴承，按每十二个月300个工作日，天天两班制，寿命为35年，所以适宜2）校核深沟球轴承6209，查机械设计课程设计表12-5得：由书本表13-6，取因为轴承只受径向力作用对于球轴承，按每十二个月300个工作日，天天两班制，寿命为345年，所以适宜七、键连接选择和校核1.选择键联接类型通常8级以上精度尺寸齿轮有定心精度要求，应用平键.键材料为钢，2.轴和带轮相联处键校核键A：,单键由书本式（6-1）得故满足要求3.轴和带轮相联处键校核1）齿轮和轴相联处键A：,单键由书本式（6-1）得故满足要求2）联轴器和轴相联处键A：,单键由书本式（6-1）得故满足要求所以，全部键满足要求。八、联轴器选择选择弹性柱销联轴器,型号为:HL3型联轴器,其公称转矩为:，能够满足要求。半联轴器孔径:,故取:. 半联轴器长度,半联轴器和轴配合毂孔长度为:.九.箱体结构设计减速器机体结构尺寸以下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径查机械设计课程设计16地脚螺钉数目n查机械设计课程设计4轴承旁联接螺栓直径12机盖和机座联接螺栓直径=（0.50.6）8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42016外机壁至轴承座端面距离=+（812）45大齿轮顶圆和内机壁距离1.215齿轮端面和内机壁距离15.机盖，机座肋厚 十. 润滑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，所以采取飞溅润滑，箱体内选择全AN150全耗损系统用油（GB443-1989），装至要求高度.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，并匀均部署，确保部分面处密封性。