减速机设计1_一级减速机设计

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一、设计要求及原始数据

单级直（斜）齿标准圆柱齿轮减速机，电动机输入动力，单向转动，中等冲击，工作寿命50000小时，单件生产，选用软齿面，一般可靠度。

传递功率 P=2.2（KW）

转速n=745(r/min)

速比i=3.15 齿宽因素

bd1d= =0.8

二、选用齿轮材料

传动无特殊要求，查表6—5 小齿轮选用40MnB钢调质，硬度241~286HBS 大齿轮选用45号钢正火，硬度169~217HBS

三、齿轮的设计

按齿面接触强度设计

一对钢制外啮合齿轮设计公式用 d13671H2u1KT1u

（mm）

d① 计算小齿轮传递的转矩T1② 选择小齿轮齿数z1209.55106P1n128201N.mm，大齿轮齿数z2iz13.152063

③ 转速不高，功率不大，选择齿轮精度为8

④ 电动机平稳工作，工作机中等冲击，对称布置，取载荷综合系数K=1.5 ⑤齿宽系数d=0.8

⑥确定许用接触应力 由图6-28查得H所以H1Hlim1minlim1700MPa，Hlim2450MPa 由表6-8得SHmin1

SH700MPa ,H2450 MPa H2H=450 MPa

⑦ 计算小齿轮分度圆直径

⑧ 计算模数 md1z153.7202.685d1367145023.1513.151.5282017（mm）53.0.8

(mm)查表6-1 取m=3

(mm)

⑨ 计算齿轮主要尺寸及圆周速度

分度圆直径d1 z1m120360

（mm）

d2633189

（mm）

32中心距am2z1dz22063124.5（mm）

齿轮宽度bd10.86048（mm）

为了便于安装和补偿轴向尺寸误差，齿轮减速器中一般将小齿轮实际宽度b1取得比大齿轮实际齿宽b2大5~10mm。但在强度计算中仍以大齿轮宽度b2为准，即在公式中，取bb155b2进行计算

b=50(mm)，b248（mm），取圆周速度v d1n16010002.3（m/s）

四、校核齿根弯曲强度

校核公式用式F2KT1YFsbmz12F

① 复合齿形系数YFSYFYFYsa

：齿形系数，Ysa：校正系数

YFS22.131.8553.95YFS12.81.554.34 ② 确定许用弯曲应力由图6-31 查得Flim1F

Flim2=530 MPa;=360MPa ,由表6-8查得

Flim=1 所以F1530 MPa F2360 MPa ③ 已知K=1.5 ④ 校核计算 T1=28201(N.mm)

m=3(mm)b=48(mm)2KT1YFs1bmz1YFs2F12F121.8282014.34489203.954.34=51 MPa﹤F1=530 MPa

F2YFS15146.41 MPa﹤F2=360 MPa 校核计算安全

低速轴的设计

一 设计要求 in1n23.1

5所以

n2237

(r/min)传递功率2.2（KW）轴上齿轮参数

z=63

m=3(mm)齿轮宽度b=50(mm)

二 选择轴的材料

减速器功率不大，且无特殊要求，故选45号钢正火处理，查表12-1得

B=600 MPa S=300 MPa

1=240 MPa

1=140 MPa

三 轴的直径

利用转矩估算轴的最小直径，应用式

d39.55100.2[]63PnC3Pn

(mm)

118式中：C是由轴的材料和承载情况确定的计算系数，查表12-2，取C

计算所得dmin。

24.8(mm）为最小轴径处的直径，该轴段固有键槽，应加大(3~7)％，故取d2（8mm)。

四 轴结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

确定轴上零件的位置和固定方式：单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴 承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通 过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合 分别实现轴向定位和周向定位

五 计算齿轮受力

齿轮分度圆直径

大齿轮所受转矩 大齿轮作用力

圆周力

径向力

轴向力

Ft2Td2938N(d2189m(m)T9.556P10n88N65 0())341N(FrFttanFa0(N)

n六 计算轴承反力

水平面

FaRΙHd264Fr204(N)137（）N 107H

R2HFrΙR垂直面

RΙVR2VFt246（9N）

七 绘制弯矩图

水平面弯矩图 截面b:

MM'bH64RΙH64131.28396.8（Nmm）

''bHM'bHFad2839（6.N8mm）

垂直弯矩图

MbV64R2V644693001（6Nmm）

合成弯矩图

MM'bMM'bH2MM2bV 3116（8Nmm）2''b''bHbV 3116（8Nmm）2八 绘制扭矩图

由前知

又根据B5595T8865（0Nmm）

60（0MPa），查表

12-3.，取[1]b5（5MPa）和[0]b9（5MPa），0.58。

T0.588865051417（Nmm）

九 绘制当量弯矩图

对于截面b：

MM'beMM''b'2b(T)231168514172260126(Nmm)

''be31168(Nmm)

对于截面a和截面1 MaeM1eT51417(Nmm)

十 计算轴截面a和b处的直径

daM3ae0.1[]1b21(mm)daM3'be0.1[]1b22.2(mm)

两截面虽有键槽削弱，但结构设计所确定的直径分别达到30mm和40mm，所以，强度足够。如果所选轴承和键联接等径计算，确认轴承寿命和强度均可满足，则以上轴的结构设计无需修改。

十一 校核轴的强度

危险截面为a截面，故只需校核a截面的疲劳强度。查表12-1得1275(MPa)，1140(MPa)

分别计算弯曲应力和扭弯应力

aMW'b4.96(MPa)

m0

am12123.52(MPa)3.52（MPa）

利用式12-5进行校核计算

SSbSrSbSr22[S]

上式中取[S]1.5 计算得S14.3[S]1.5

通过强度校核计算，轴具有足够的疲劳强度，安全。

轴承的选用与校核

低速轴上选用深沟球轴承 型号为6207，齿轮轴上选用6205 查手册得基本额定动载荷为20KN

CLh60nP1062000050000

(h)602379981063所以预期寿命足够。

键连接的选择

根据轴径的尺寸，查表得

高速轴(齿轮轴轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 16×45 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键12×40 GB1096-79

减速器箱体、箱盖及附件的设计计算

通气器

选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 油面指示器

选用游标尺M12 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M18×1.5 根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780

M16×30,材料Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20,材料Q235 螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235

箱体的主要尺寸：

(1)箱座壁厚8

(2)箱盖壁厚8

(3)箱盖凸缘厚度 12

(4)箱座凸缘厚度12

(5)箱座底凸缘厚度20(6)地脚螺钉直径16(7)地脚螺钉数目n=4(因为a

(8)轴承旁连接螺栓直径12

(9)盖与座连接螺栓直径8

(10)连接螺栓d2的间距L=150-200(11)轴承端盖螺钉直径8(12)检查孔盖螺钉6(13)定位销直径6(14)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(15)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(16齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞9.6 mm(17)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm(18)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm

(19 轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径

(20)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D2.润滑与密封 1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。