机械设计（论文）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： 指导教师： 职 称：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 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25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. 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ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.990.96=0.87h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作机的效率（包括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pw:pw= 2.83 KW电动机所需工作功率为:pd= 3.25 KW执行机构的曲柄转速为:n = 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i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ian = (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nm=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:ia=nm/n=1440/119.4=12.1（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1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i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=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:nI = nm/i0 = 1440/2.5 = 576 r/minnII = nI/i = 576/4.8 = 120 r/minnIII = nII = 120 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 3.250.96 = 3.12 KWPII = PIh2h3 = 3.120.990.97 = 3 KWPIII = PIIh2h4 = 30.990.99 = 2.94 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 3.09 KWPII = PII0.99 = 2.97 KWPIII = PIII0.99 = 2.91 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 21.6 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 21.62.50.96 = 51.8 NmTII = TIih2h3 = 51.84.80.990.97 = 238.8 NmTIII = TIIh2h4 = 238.80.990.99 = 234 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 51.3 NmTII = TII0.99 = 236.4 NmTIII = TIII0.99 = 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Pc:Pc = KAPd = 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d1 = 100 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5100(1-0.02) = 245 mm 由手册选取d2 = 250 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 1440100/(601000) = 7.54 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(100+250)a02(100+250)245a0700 初定中心距a0 = 472.5 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2472.5+(100+250)/2+(250-100)2/(4472.5)=1506 mm 由表9-3选用Ld = 1600 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 472.5+(1600-1506)/2 = 519.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(250-100)57.30/519.5 = 163.5012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 3.58/(1.32+0.17)0.990.96) = 2.53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：F0 = 500Pc(2.5/Ka-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：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23132.6sin(163.5/2) = 787.3 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：Z1 = 25，则：Z2 = i12Z1 = 4.825 = 120 取：Z2 = 1202 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T1 = 51.8 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 605761830028 = 1.33109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.33109/4.8 = 2.76108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 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:sH1 = = 0.88610 = 536.8 MPasH2 = = 0.91560 = 509.6 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (536.8+509.6)/2 = 523.2 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 49.8 mm4 修正计算结果： 1) 确定：mn = = = 1.99 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 145 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 252 = 50 mmd2 = Z2mn = 1202 = 240 mmb = dd1 = 50 mmb圆整为整数为：b = 50 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1.51 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：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 11.11求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-350 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 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 = 2.61 YFa2 = 2.17应力校正