3956. 单级圆柱齿轮减速器课程设计.doc

工程技术大学机械设计课程设计说明书设计题目 单级圆柱齿轮减速器院（系）材料工程学院专业 模具CAD/CAM班级 学号 设计人 指导老师 完成日期 2010年1月17日一课题分析1 1.1 题目1 1.2 任务1 1.3 时间11.4 传动方案1 1.5 参数设计1 1.6 其他条件1 二传动方案1 2.1 电动机的选择2 2.2 传动比分配4 2.3 各轴转速，传递功率及转矩5 2.4 联轴器6 2.5 传动方案6 三 各级传动8 3.1V 带传动8 3.2 齿轮传动设计13 四 轴及轴毂连接26 4.1 减速器各轴结构设计26 4.2 减速器各轴强度验算28 4.3 键联接工作能力验算26 五 轴承355.1 减速器各轴所用轴承36 5.2 高速轴轴承的寿命验算37 六减速器的润滑与密封38 6.1 减速器中齿轮传动及轴承润滑方式的选择39 6.2 减速器润滑右右面高度的确定及油量计算39七 减速器箱体及其附件的设计40 7.1 箱体设计41 7.2 主要附件设计43 八 小结45九 参考书目45设 计 计 算 及 说 明结果一1.11.21.31.41.51.6二2.12.1.12.1.2(1)(2)2.1.32.22.2.12.2.22.32.3.12.3.22.3.32.3.42.42.4.12.4.22.4.3三3.13.1.13.1.2（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）(8)(9)3.1.33.1.4（1）（2）（3）（4）3.23.2.13.2.2（1）（2）3.2.33.2.43.2.5(1)(2)(3)(4)(5)四4.14.1.14.1.24.24.2.14.4.24.34.3.1（1）（2）4.3.2（1）（2）4.3.3（1）（2）五5.15.25.2.1六6.16.1.16.1.26.1.2七7.17.2（1）（2）（3）（4）（5）（6）（7）（8）（9）八.九课题分析：题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计任务：减速器装配图（1 号）1 张低速轴工作图（3 号）1 张大齿轮工作图（3 号）1 张设计计算说明书 1 份时间：2010年 1 月 13 日至 2001 年 1 月 22 日传动方案：设计参数：传动带鼓轮转速：n=100r/min鼓轮轴输入功率：P=3kw使用期限：6 年其他条件：双班制工作，连续单乡运转，有轻微振动，室内工作，有粉尘，小批量生产，底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。传动方案：电动机的选择电动机类型的选择按照工作要求和条件，选用 Y 系列三相异步电动机。其中选用的 Y（IP44）小型三相异步电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式电动机，具有防止回程或其他杂务侵入的特点，B 级绝缘，可 采用全压或降压启动。其工作条件为：环境温度-15°+40°， 相对湿度不超过 90%，海拔高度不超过 1000 米，电源额定电压 380 伏，频率 50Hz，常用于对启动性能，条速性能及转差绿均 无特殊要求的机器或设备。其具有结构简单，工作可靠，价格低 廉，维护方便的优点。 电动机容量的选择： 电动机所需的工作功率 Pd 由书2 P7 式 2-4 Pd=Pw/其中：Pw鼓轮轴输入功率，已知 Pw=3kw，由书2 P7表2-4查取V带传动效率1=0.940.97，滚动轴承的效率2=0.98 0.995,齿轮传动效率3=0.960.98，联轴器的效率4=0.99 0.995，则传动装置的总效率为 =1××3×4 =0.94×(0.99)×0.96×0.99 =0.87 则 Pd=Pw/=3/0.87= 3.46电动机的额定功率 Ped 使 PdPed 由2P196 表 20-1 确定电动机额定功率为 Ped=4kw 电动机转速的选择：由书2P8 式 2-6 nd=（i1×i2）nw式中：nd电动机转速可选范围，由书2P4 表 2-1 查取 V带传动的传动比范围 i1=24，单级圆柱齿轮传动比范围i2 =36已知：nw=100r/min 则 nd=2.7×100×6=1620 r/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，宜选同步转速为 1440r/min 电动机型号及安装尺寸的确定：已知 Ped=4kw，同步转速 nd=1440r/min由书2P196 表 20-1，选定电动机型号为 Y112M-4型号额定功率（kw）满载转速（r/min）Y112M-4414402.22.3该电动机的技术数据如下：该电动机的外形示意图如下：电动机的外形尺寸及安装尺寸如下：（单位：mm）中心高 H 112外形尺寸 L（AC+AD）HD112×（115+190）×265底角安装 A×B 190×140地脚安装螺栓孔径 K 12轴伸尺寸 D×E 28×60装键部位尺寸 F×GD8×7传动比分配：总传动比的确定： 已知：电动机的满载转速 nm=1440 传送带的鼓轮转速 n=100r/min 则传动装置的总传动比 i=nm/n=1440/100=14.4各级传动比的分配： 由书2P4 表 2-1 可知 V 带传动的传动比 i1 的推荐值为24，同时，考虑到 i1 增大， 将使带轮传递的转矩增大，这对传动能力较小的带传动是极为不 利的，而且带传动在传递相同的转矩时，对结构尺寸大小较其他 传动形式大，i1 过大将导致带传动结构明显增大，使整个传动装 置显的笨重；但 i1 过小又会使齿轮传动比 i2 过大，导致大齿轮尺 寸过大，齿轮中心距过大，也不利于结构紧凑，综合以上原因， 经反复验算，确定 i1=2.7 则齿轮传动的传动比 i2= i/ i1=14.4/2.7=5.33总传动比 iV 带传动的传动比 i1齿轮传动的传动比 i214.42.75.33各轴转速，传递功率及转矩本传动装置采用通用算法（即按电动机的额定功率 Ped作为电动机的处处功率 Pd计算）各轴的转速：nd（电机轴）=nm=1440r/minn（高速轴）= nm/ i1=1440/2.7=533.33r/minn（低速轴）= nm/ i1×i2=1440/2.7×5.3=100.62r/min nw（鼓轮轴）= n=100.62r/min 各轴传递的功率：Pd=Ped=3.46kw P= Ped×1=3.46×0.94=3.68kw P=P×2×3=3.68×0.99×0.96=3.49kw Pw= P×2×4=3.49×0.99×0.99=3.42kw 各轴的转矩：Td=9.55×10Pd/nm=9.55×10×3.46/1440=2.29×10 N·mmT=9.55×10P/n=9.55×10×3.68/533.33=6.59×10N·mmT=9.55×10P/n=9.55×10×3.49/100.62=33.12×10N·mm Tw=9.55×10Pw/nw=9.55×10×3.42/100.62=32.46×10N·mm各轴数据总表：项目电机轴高速轴低速轴鼓轮轴 w转速（r/min）1440533.33100.62100.62功率（kw）43.683.493.42转矩（N·mm）2.29×106.59×1033.1×1032.5×10联轴器： 类型的选择：由于此轴系传动属于对缓冲要求不高的中，底速轴系传动， 而且两轴之间无精确的定位基准，因而要求所选联轴器具备一定 的轴向和径向的补偿量，现选用弹性柱销联轴器。 联轴器型号的选择：由书2P164表17-4选择HL3联轴器HL3联轴器38×82 GB5014-85 主动端：d1=38mm，J1 型轴孔，L1=60mm A 型键槽 从动端：d2=38mm，J1 型轴孔，L1=60mm A 型键槽传动方案说明：“传动装置平面布置简图”和“传动装置主要设计参数”已 在第一部分课题分析中详尽给出，在此就不再叙述，以下主 要是针对电动机类型和传动链的结构组成等方面对传动方案的 可行性和使用性作简要论述。 本方案选用Y系列三相异步电动机，因为Y系列电动机高 效，节能，启动转矩高，噪声低，振动小，运行安全可靠，并且 安装尺寸和功率等级符合国际标准，符合本方案的设计要求。 本方案采用 V 带传动和一级齿轮传动减速，其中V带传动设置在高速级，齿轮传动设置在低速级。 将高速级设置为 V 带传动是因为： （1） V 带具有良好的挠性，可缓和冲击，吸收振动，将其 设置在高速级（第一级减速）有利于发挥这一优势。 （2） 带传动的承载能力较小，传递相同的转矩对结构尺寸 较其他传动形式大，考虑到结构紧凑，应将 V 带传 动设置在转矩相对较小的高速级。 （3）过载时带与带轮间会出现打滑，打滑虽使传动失效， 但可防止损坏电动机等其它部件。 采用单级闭式斜齿圆柱齿轮传动是因为： （1）与直齿轮相比，斜齿圆柱齿轮传动的重合度较大，同时相啮合的轮齿较多，齿轮的接触线是倾斜的，而且 在法面内斜齿轮的当量齿轮的分度圆半径也较大，因 此斜齿轮的接触应力和弯曲应力均比直齿轮有所降 低，既承载能力高于直齿轮，传递相同的转矩，在保 证强度要求的情况下，斜齿轮传动比直齿轮传动结构 更紧凑，同时斜齿轮传动还具有传动平稳的优点。 （2）因考虑到工作环境有粉尘，故使用闭式传动。 （3） 斜齿轮采用软齿面是考虑到本专职主要在小功率，小转矩条件下工作，在保证足够强度的条件下，采用软齿面可简化齿轮加工工艺。 综上所述，从设计任务书给顶的条件来看，本方案具有合理 性和可行性。 各级传动：V 带传动：原始数据：电动机功率：Pd=3.46kw电动机转速：nd=1440r/minV 带传动理论传动比：i1=2.7V 带传动主要参数的确定:计算功率 PcPc= Pd×KA 根据双班制工作，每天工作16小时，260天/年，工作为带式输 送机，有轻微振动。 由书1 P1218表13-8得 KA=1.1 则 Pc= Ped×KA=4×1.1=4.4kw V 带型号的选择:已知 Pc=4.4kw ,nw=n1=1440r/min由书1 P219 图 13-15 选用 A 型普 V 带大小带轮基准直径 dd1,dd2 的确定已知V带型号为A,由书1 P219 表13-9选择 dd1=90mm则 dd2= i1×dd1 =2.7×90=243mm 取标准值 则 dd2=236mm 验算: v=V=×90×1440/60×1000V=6.78且 5m/sV25m/s 带速符合要求V 带基准长度 Ld和中心距 a 的确定:初定中心距: a0=(0.72)( dd1 +dd1)=(228.2625)初取 a0=480mm初定基准长度 Ld=2a0+/2×(dd1 +dd1)+( dd1dd1)/4a0 =2×480+/2×(90+236)+(23690)/(4×480) =1484mm由书1 P213 表 13-2 取 Ld=1400则 a=a0+( LdLd)/2=480+(14001484)=438mm取 a=438mm验算:1=18057.3×( dd1 -dd1)/a=180 57.3×(23690)/438=161120主动带轮上包角合适。 计算普通 V 带根数 Z已知 nd=n1=1440r/min dd1=90mm 由书1 P214 表 13-3 得A型普V带 P0=1.06kw 已知 i1=2.7 n1=1440r/min 由书1 P216 表 13-5 得 A 型普 V 带 P0=0.168kw已知 1=161由书1P217 表 13-7 得 Ka=0.956 已知 Ld=1400mm由书1 P212 表 13-2 得 KL=0.96 Z=4.4/（1.06+0.168）×0.956×0.96 =3.9取 Z 为 4 根。计算带的预紧力 F0式中 q 由书1 P212 表 13-1 得q=0.1已知 V=6.78m/s Z=4 Pca =4.4kw Ka=0.956F0=500×4.4/4×6.78×(2.5/0.9561)+0.1×(6.78) =136N计算带传动压轴力 FpFp=2×135×4×sin161/2 =1073N 验算从动轮转速误差: n2=n1×dd1/dd2=1440×90/236=549.15r/min n2=(n2n2)/n2=(549.15533.3)/533.3=2.9%5% 转速误差合适 带传动主要参数:带型LdZdd1dd2aF0FpA14004902364381361073由设计计算得 V 带:实际传动比： i1= dd1/ （dd2×（1-） =236/(90X(1-0.02)=2.7 实际转速： n=nd/i1=1440/2.7=533.3r/min 实际转矩： T=9.55×10×P/n =9.55×10×3.68/533.3 =6.59×10N·mm带轮结构设计:带轮材料:采用 HT200轮槽结构设计 由书1 P224 表 13-10 和 书2 P64 得bd=11mm, b13.2mm, ha=2.75mm, hfmin=8.7mm e=150.3mm, f=10mm, =6mm, C=10mm 值与dd值对应,由于大,小带轮的dd不同因此将在随后的 章节中分别给出。 小带轮的结构尺寸确定:已知:dd1=90mm da1=dd1+2ha =90+2×2.75 =95.5mm 由书2 P64 表 9-1 得： 取 d1=50mm 由于 dd1=90300mm且dd1d1=9050=40mm100mm所以小带轮采用腹板式B=（Z1）e+2f=（41）×15+2×10=65L=（1.52）d=（1.52）×25=37.550mm考虑到小带轮与电机的装配问题，L 应比电机轴略长一些故L取60mmD1=da12（ha+）=95.52×（2.75+6）=78mm=34由书2 P119 表11-5 查得：n1=2mm大带轮的结构尺寸的确定:已知: dd2=236mmda2=dd2+2ha=236+2×2.75=241.5mm由书2 P64 表9-1 得:d=30d1=（1.82）d=（1.82）×30=4860取d1=60由于dd2=236mm300mm且dd2d1=23660=176mm100mm所以大带轮采用孔板式。B=（Z1）e+2f=（41）×15+2×10=65L=（1.52）d=（1.52）×30=4560取l=60D1= da22(ha +)=241.52×（2.75+6）=224Do=0.5(D1+d1)=0.5×（224+60）=142mmDo=0.25(D1d1)=0.25×（22460）=41=38由书2 P119 表11-5 查得：C1=2mm小带轮结构图：大带轮结构图：齿轮传动设计计算：原始数据:输入转矩: T=6.59×10N·mm小齿轮转速: n=533.3r/min齿轮传动理论传动比: i2=5.33齿轮传动主要传动参数的确定：传动类型及失效形式:传动类型:软齿面闭式斜齿圆柱齿轮传动失效形式:点蚀精度8 级故先按齿面接触强度计算公式设计齿轮的结构尺寸,然后再用齿轮弯曲强度计算公式进行校核。齿轮选材:小齿轮:40MnB 调质 :241286HBS由书1 P166 表11-1 得Hlim3=730MPa 得FE3=600M Pa大齿轮:ZG35SiMn 调质 241269HBS由书1 P166 表11-1 得Hlim4=620 MPa 得FE4=510M Pa初选Z3=25 则Z4= i2×Z3=5.33×25=132.5取Z4=133由书1 P177 得 在(820)选取螺旋角=15按齿面接触强度计算:确定上式内各参数计算值:初选载荷系数 K=1.1T3= T=6.59×10N·mm由书1 P175 表11-6 中对称布置项并参注 Ød=0.8由书1 P171 表11-4 ZE=188；由书1 P178 节点区域系数，标准齿轮的Zh =2.5； =0.98（取=15°）书1P171表11-5 取 SH =1.1 SF =1.25H= Hlim/SHH3= Hlim3/SH=730/1.1=664MPaH4=Hlim4/SH=620/1.1=564MPa计算:V=1.329m/s书1P168 表11-2 得 所以采用9级等级精度计算纵向重合度 =0.318×Ød×Z3×tg=0.318×0.8×25×tg15=1.704计算载荷系数K由书1 P169 表11-3 得K=1.1注：斜齿、圆周速度大、精度高、齿宽系数小时取小值。齿轮在两轴承之间对称布置时取小值。计算模数mnmn=d3×cos/Z3=47.6×cos15°/25=1.8按齿根弯曲强度设计:确定上式内各参数的计算值：由书1 P169 表11-3得 K=1.1；T3= 6.59×10N·mm；由书1 P175 表11-6 中对称布置项并参注 Ød=0.8；书1P171表11-5 取 SH =1.1 SF =1.25；F=Flim/SFF3= Flim3/SF=600/1.25=480MPaF4= Flim4/SF=510/1.25=408MPa查取齿形系数YFa 及应力校正系数YSa由书1 P173 图11-8 得由书1 P174 图11-9 得YFa3=2.74YFa4=2.2YSa3=1.59YSa4=1.83计算大齿轮的 =0.009 =0.0099则的最小值为0.009设计计算 =1.56对比计算结果:由两强设计计算知 取mn=2 可满足齿根弯曲疲劳强度,按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：几何尺寸计算:a=mn(Z3+Z4)/2cos=2×(25+133)/2×cos15=163.75 取165mm；=arccosmn(Z3+Z4)/2a=arccos2×(25+133)/2×156=145942”由于误差不大b=Ød×d3=0.8×51.8=41.44；取b=45=b4； b3=b+5=50；验算KFt/bFt=1.1×T3/d3=1.1×6.59×10/51.8=1399.42NKFt/b=1.1×1399.42/41.44=37.15100N/m所以合适齿轮传动主要参数总表:齿轮号34mn22145942”a165Z25133b5045d51.8275.4da55.8279.4df46.8270.4精度8旋向左旋右旋由设计计算得出齿轮传动:iz=Z4/Z3=133/25=5.33实际传动比: n= n/Iz=533.3/5.33=100= nw实际转速实际扭矩: T=9.55×10×P/ n=9.55×10×3.49/100=33.33×10NmTw=9.55×10×Pw / n=9.55×10×3.42/100=32.66×10Nm大齿轮结构:已知 da4=275.4mm由书2 P66 表9-2 查得:当da=150500 时,齿轮结构应采用腹板式,故大齿轮采纳腹板式结构。已知 d=55mmd1=1.6d=1.6×55=88mml=（1.21.5）d=（1.21.5）×55=6682.5并且l 必须大于等于B（既b4=45mm）取l =45mmo=（2.54）mn10 其中mn=2故取o=10D1=df2o=270.42×10=250.4mmD0=0.5（D1+d1）=0.5 ×（250.4+88）=169.2mmn=0.5 mn=0.5×2=1mmdo=0.25（D1d1）=0.25×（250.488）=40.6mmC=0.3B=0.3×45=13.5mmr =5mm由书2P119 表11-5 查得：C1=2.0mm齿轮公差：确定精度级已知齿轮的圆周速度V=1.329m/s参阅书2P178 表19-2 可知:选第公差组精度为8 级第公差组的精度为8 级，通常第公差组取与第公差组同级的精度， 故也为8 级。所以该齿轮的精度标准标注 8-8-8齿厚偏差代号的确定：最小极限侧隙：参阅书2 P180 表19-8jnmin=jnmin1+jnmin2其中，jnmin1= jnmin2=（510）mnjnmin1=1000×176×11.5×10×(6020)10.5×10×(3020) ×2sin20=42.74jnmin=jnmin1+jnmin2 =42.74+2X（510）=52.7462.74计算齿轮副两个齿轮减薄量的总和：参阅书2 P179 表19-3fpb3=18umfpb4=20um参阅书2 P179 表19-4F=25um参阅书2 P180 表19-8=28.9um参阅书2 P179 表19-6fa=31.5um参阅书2 P180 表19-9与 P179 表19-7齿厚的上偏差和下偏差的确定： 将齿轮副两个齿轮减量总和平均分配给大，小齿轮的齿厚上偏差 故 参阅书2 P179 表19-3fpb3=18umfpb4=20umESS3/ fpt3= -59/18= -3.27 ESS4/ fpt4= -59/20= -2.95已知：ESS3/ fpt3 和 ESS4/ fpt4 之值均介于-4 与-2 之间如都取-2 则会 使安装配后的 jnmin 小于所需要的 jnmin，故先