一级直齿圆柱齿轮减速器设计书.docx

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1、一级直齿圆柱齿轮减速器设计书 一级直齿圆柱齿轮减速器设计书 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.减速器装配图一张。 2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。 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.

2、 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 =0.960.9920.970.990.96=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

3、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p w : p w = FV 1000 = 16201.75 1000 = 2.83 KW 电动机所需工作功率为: p d = p w a = 2.83 0.87 = 3.25 KW 执行机构的曲柄转速为: n = 601000V D = 6010001.75 280 = 119.4 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i 1 =24，一级圆柱直齿 轮减速器传动比i 2=36，则总传动比合理范围为i a =624，电动机转速的可选范 围为n d = i a n

4、 = (624)119.4 = 716.42865.6r/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n m =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: i a =n m /n=1440/119.4=12.1 （2）分配传动装置传动比: i a =i i 式中i 0,i 1 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i =2.

5、5，则减速器传动比为: i=i a /i =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: n I = n m /i = 1440/2.5 = 576 r/min n II = n I /i = 576/4.8 = 120 r/min n III = n II = 120 r/min （2)各轴输入功率: P I = P d = 3.250.96 = 3.12 KW P II = P I = 3.120.990.97 = 3 KW P III = P II = 30.990.99 = 2.94 KW 则各轴的输出功率： P I = P I 0.99 = 3.09

6、 KW P II = P II 0.99 = 2.97 KW P III = P III 0.99 = 2.91 KW (3)各轴输入转矩: T I = T d i 电动机轴的输出转矩: T d = 9550 p d n m = 9550 3.25 1440 = 21.6 Nm 所以： T I = T d i = 21.62.50.96 = 51.8 Nm T II = T I i = 51.84.80.990.97 = 238.8 Nm T III = T II = 238.80.990.99 = 234 Nm 输出转矩为： T I = T I 0.99 = 51.3 Nm T II = T

7、 II 0.99 = 236.4 Nm T III = T III 0.99 = 231.7 Nm 第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率P c : P c = K A P d = 1.13.25 = 3.58 KW 根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，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d 1 = 100 mm,则： d 2 = n 1 d 1 (1-)/n 2 = i d 1 (1-) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手册选取d 2 = 250 mm。带速验算： V = n m d 1 /(601000) = 14401

8、00/(601000) = 7.54 m/s 介于525m/s范围内，故合适。 3 确定带长和中心距a 0.7(d 1+d 2 )a 2(d 1 +d 2 ) 0.7(100+250)a 2(100+250) 245a 700 初定中心距a = 472.5 mm，则带长为: L 0 = 2a +(d 1 +d 2 )/2+(d 2 -d 1 )2/(4a ) = 2472.5+(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3选用L d = 1600 mm，确定实际中心距为： a = a 0+(L d -L )/2 = 472.5+(1600-1506)

9、/2 = 519.5 mm 4 验算小带轮上的包角: = 1800-(d 2-d 1 )57.30/a = 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.501200 5 确定带的根数： Z = P c /(P +P )K L 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： F 0 = 500P c (2.5/K-1)/(ZV)+qV2 = 5003.58(2.5/0.96-1)/(37.54)+0.107.542 = 132.6 N 作用在轴上的压力： F Q = 2ZF sin( 1 /2) = 23132.6sin(163.5/2) = 787

10、.3 N 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：Z 1 = 25，则： Z 2 = i 12 Z 1 = 4.825 = 120 取：Z 2 = 120 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计： d 1t 32K t T 1 d u1 u ? ? ? ? ? ? Z H Z E H 2 确定各参数的值: 1) 试选K t = 1.2 2) T 1 = 51.8 Nm 3) 选

11、取齿宽系数 d = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数Z E = 189.8MPa 5) 由图8-15查得节点区域系数Z H = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限: Hlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳 强度极限: Hlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数： 小齿轮应力循环次数：N 1 = 60nkt h = 605761830028 = 1.33109 大齿轮应力循环次数：N 2 = 60nkt h = N 1 /u = 1.33109/4.8 = 2.76108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:K HN1 = 0.88,K HN2 =

12、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 = K HN1 Hlim1 S = 0.88610 = 536.8 MPa H 2 = K HN2 Hlim2 S = 0.91560 = 509.6 MPa 许用接触应力: H = ( H 1 + H 2 )/2 = (536.8+509.6)/2 = 523.2 MPa 3 设计计算: 小齿轮的分度圆直径:d 1t : d 1t 32K t T 1 d u1 u ? ? ? ? ? ? Z H Z E H 2 = 321.251.81000 1 4.8+1 4.8 ? ? ? ? ? 2.5189.8 5

13、23.2 2 = 49.8 mm 4 修正计算结果： 1) 确定： m n = d 1t Z 1 = 49.8 25 = 1.99 mm 取为标准值:2 mm。 2) 中心距： a = ? ? ? ? ? Z 1 +Z 2 m n 2 = () 25+1202 2 = 145 mm 3) 计算齿轮参数： d 1 = Z 1 m n = 252 = 50 mm d 2 = Z 2 m n = 1202 = 240 mm b = dd 1 = 50 mm b圆整为整数为：b = 50 mm。 4) 计算圆周速度v: v = d 1 n 1 601000 = 3.1450576 601000 = 1

14、.51 m/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) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：K H = 1.1，K F = 1.1；齿轮宽高比为： b h = b (2h * a +c*)m n = 50 (21+0.25)2 = 11.11 求得:K H = 1.09+0.26 d 2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-350 = 1.37 ，由图8-12查得：K F = 1.34 2) K = K A K V K F K F = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿

15、形系数和应力修正系数： 齿形系数:Y Fa1 = 2.61 Y Fa2 = 2.17 应力校正系数:Y Sa1 = 1.6 Y Sa2 = 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 = 245 MPa Flim2 = 220 MPa 5) 同例8-2： 小齿轮应力循环次数:N 1 = 1.33109 大齿轮应力循环次数:N 2 = 2.76108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为： K FN1 = 0.85 K FN2 = 0.87 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得： F 1 = K FN1 Flim1S = 0.8

16、52451.3 = 160.2 F 2 = K FN2 Flim2S = 0.87220 1.3 = 147.2 Y Fa1Y Sa1 F 1 = 2.611.6 160.2 = 0.02607 Y Fa2Y Sa2 F 2 = 2.171.83 147.2 = 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： m n 32KT 1 d Z 21Y Fa Y Sa F = 321.6251.810000.02698 125 2 = 1.9 3 mm 1.932所以强度足够。 (3) 各齿轮参数如下： 大小齿轮分度圆直径： d 1 = 50 mm d 2 = 240 mm