一级圆柱齿轮减速器的设计说明书2.docx
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一级圆柱齿轮减速器的设计说明书2
一级圆柱齿轮减速器的设计说明书（附图）
学习2009-12-1209:
32:
04阅读4641评论17 字号：
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设计题目：
一
级
圆
柱
齿
轮
减
速
器
的
设
计
系部：
机电工程系
学生：
班级：
机电一体化
学号：
指导教师：
装订交卷日期：
目录
一、 电动机的选择-------------------------
二、 计算传动设计-------------------------
三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---
四、 带传动设计---------------------------
五、 齿轮传动设计-------------------------
六、 轴的设计-----------------------------
七、 轴的考核键的校核---------------------
八、 联轴器的选择--------------------------
九、 减速器的结构设计---------------------
十、 润滑与密封---------------------------
十一、 参考资料---------------------------
机械零件课程设计任务书
设计题目：
带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。
运动简图
工作条件传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5%
原始数据
已知条件
题号14
输送带拉力
2.1
输送带速度
1.6
滚筒直径
400
设计工作量设计说明书一份
减速器装配图1张
减速器零件大齿轮1张，输出轴1张
二、电动机的选择
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、选择电动机的类型。
2、电动机输出功率
按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。
滚筒的功率:
Pw=Fw.Vw/1000ηwη
=2100×1.6/（1000×0.96）
=3.5kw
电动机输出功率：
根据简图，查手册2-3得：
V带传动效率
PQ=Pw/η
又因为η=η1η2η3η3η4
=0.96×0.98×0.97×0.97×0.96
=0.82
P0=PW/η
=3.5/0.82=4.27KW
电动机的额定功率：
P=（1.0-1.3）P0=4.27-5.55KW
电动机的额定功率为5.5KW.
滚筒转速：
NW=60Vw×1000/∏D
=60×1.6×1000/（3.14×400）
=76.43r/min
确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1‘=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2’=（3-5）,总的传动比范围为：
i=i1×i2
=（2～4）×（3～5）=6～20
n=（6～20）×76.43
=458.58～1528.6r/min
在该范围内电动机的转速有：
750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：
Y132M1-6
同步转速1000r/min
满载转速：
960r/min，
额定功率4KW。
PW=3.5KW
P0=4.27kw
Nw=76.43r/min
同步转速为1000r/min
额定功率为4kw
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、 计算总传动比
2、 各级传动比分配
i=nm/nw=960/76.43=12.56
为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。
则齿轮传动比为：
i2=i/i1=12.56/3.2=3.93
i1=3.2
i2=3.93
三、各轴运动参数和动力参数的计算
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、0轴（电动机轴）
2、1轴（高速轴）
3、2轴（低速轴）
4、3轴（滚筒轴）
P0=4.27KWn0=960r/min
T0=9550P0/n0
=9550×4.27/960=42.48N.m
P1=P0×η1=4.27×0.96=4.10KW
n1=n0/i1=960/3.2=300/min
T1=9550P1/n1=9550×4.10/300=130.52N.m
P2=P1×η2η3
=4.27×0.98×0.97=4.06KW
n2=n1/i2=300/3.93=76.34r/min
T2=9550P2/n2
=9550×4.06/76.34=507.90N.m
PW=P2×η3×η4
=4.06×0.97×0.96=3.78KW
nw=n2=76.34r/minTW=9550PW/nw=9550×3.66/76.34=457.86N.m
参数
轴号
0轴
1轴
2轴
W轴
功P（KW）
4.27
4.10
4.06
3.78
转速n（r/min）
960
300
76.34
73.89
转矩T（N.m）
42.48
129.24
507.90
457.86
传动比i
3.2
3.93
1
效率
0.96
0.95
0.96
P0=4.27KW
n0=960r/min
P1=4.06KW
n1=300r/min
T1=129.24N.m
n2=76.34r/min
T2=491.25N.m
PW=3.66KW
nw=76.34r/min
TW=457.86N.m
四、V带传动设计
计算步骤
设计计算与内容
设计结果
1、 确定设计功率PC
2、 选择普通V带型号
3、 确定带轮基准直径dd1、dd2。
4、 验证带速V
5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a。
6、 校核小带轮包角α1
7、 确定V带根数Z
8、 求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
9、 带轮的结构设计
10、设计结果
由<<机械设计基础>>表8-21得KA=1.3
PC=KAP0=1.3×4.27=5.55KW
根据PC=5.55KW,n0=960r/min。
由图8.13应选A型V带。
由《机械设计基础》图8.13取dd1=125mm，
dd1=125＞ddmin=75mm
dd2=n0dd1/n1=960×125/300
=400mm
按表8.3取标准直径dd2=400mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：
i=dd2/dd1=400/125=3.2
n2=n1/i=960/3.2=300
从动轮的转速误差为（300-300）/300=0%
在±5%以内，为允许值。
V=πdd1n1/60×1000=（125×π×960）/（60×1000）m/s=6.28m/s
带速在5～25m/s范围内。
由式（8.14）得
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（125+400）≤a0≤2（125+400）
367.5≤a0≤1050
取a0=700
由式（8.15）得
L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×700+（125+400）π/2+（400-125）2/（4×700）
=2251.26mm
由表8.4选取基准长度La=2240mm
由式（8.160得实际中心距a为
a≈a0+（La-L0）/2
=700+=694.37mm≈694mm
中心距a的变动范围为
amin=a-0.015Ld
=694.37-0.015×2240
=660.77mm
amax=a+0.03Ld=694.37+0.03×2240=761.57mm
由式（8.17）得
α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o
=180o-57.3o×（400-125）/694.37
=157.31o＞120o
由式（8.18）得
Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL
根据dd1=125mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得
P0=1.19+（960-800）×
=1.37666KW
取P0=1.38kw
P0=1.38kw
由式（8.11）得功率增量△P0为
△P0=Kbn1（1-1/Ki）
由表8.18查的Kb=1.0275×10-3
根据传动比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，则
△P0=〔1.0275×10-3×960（1-1/1.1373）〕kw
=0.12kw
由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06，由图8.11查得包角系数Kα=0.96,得普通V带根数
Z==3.995根
圆整得根
由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为
F0=×（-1）+qv2
=〔×（-1）+0.1×6.282〕
=177.84N
由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为
FQ=2×F0Zsin（157.31o/2）
=2×177.84×4×sin（157.31o/2）
=1394.92N
按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。
选用4根A-1600GB11544-89V带，中心距a=694mm，带轮直径dd1=125，dd2=400mm，轴上压力FQ=1381.36N。
KA=1.3
Pc=5.55kw
dd1=125mm
dd2=400mm
i=3.2
n2=300
V=6.28m/s
a0=700
La=2240mm
a≈694mm
amin=616.2mm
amax=717mm
α1=157.30o
P0=1.38kw
Kb=1.0275×10-3
△P0=0.12kw
Kα=0.96
Z=4
F0=177.84N
FQ=1394.92N
结果选择4根A-1600GB11544-89V带。
五、齿轮传动设计
设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：
传递功率P1=4.06KW电动机驱动，小齿轮转速n1=300r/min，大齿轮转速n2=76.34r/min，传递比i=3.93，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两班工作。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、 选择齿轮材料及精度等级。
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、 主要尺寸计算
4、 按齿根弯曲疲劳强度校核
5、 验算齿轮的圆周速度v。
6、验算带的带速误差。
小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。
因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。
确定有关参数与系数：
（1） 转矩T1
T1=9.55×106P/n
=9.55×106×
=130516.67N.mm
（2） 载荷系数K
查表10.11取K=1.1
（3） 齿轮Z1和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=3.93×25=99。
故Z2=99因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1。
（4） 许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的
σHlim1=580MPaσHlim2=550Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×960×（5×52×5×24）
=1.80×109
N2=N1/i=1.80×109/3.93=4.58×108
查图10.27得：
ZNT1=1，ZNT2=1.07
由式（10.13）可得
【σH】1=ZNT1σHlim1/SH
=1×580/1=580MPa
【σH】2=ZNT2σHlim2/SH
1.07×550/1=588.5MPa
故d1≥76..43×
=76.43×=62.06mm
m===2.48
由表10.3取标准模数m=2.5mm
d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm
d2=mz2=2.5×100=250mm
b2=d×d1=1×62.5mm=62.5mm
经圆整后取b2=65mm
b1=b2+5mm=70mm
a=m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+99）=155mm
由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：
（1）、齿形系数YF
查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.184
（2）、应力修正系数YS
查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.7985
（3）、许用弯曲应力【σF】
由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。
由表10.10查得SF=1.3
由图10.26查得YNT1=YNT2=1
由式（10.14）可得
【σF】1===162MPa
【σF】2===146MPa
故σF1=YFYS
=×2.65×1.59
=113.15MPa＜【σF】1=162MPa
σF2=σF1
=113.15×MPa
=105.48MPa＜【σF】2=146MPa
齿根弯曲强度校核合格
V=
==0.98m/s
由表10.22可知，选8级精度是合适的。
nw===960/（3.2×3.93）
=76.34r/min
γ2===3.3%
输送带允许带速误差为±5%合格。
T1=130516.67N.mm
Z1=25
Z2=100
σHlim1=580MPa
σHlim2=550Mpa
N1=1.80×109
N2=4.58×108
ZNT1=1，ZNT2=1.07
【σH】1=580MPa
【σH】2=588.5MPa
m=2.5mm
b=62.5mm
b1=70mm
a=155mm
SF=1.3
YNT1=YNT2=1
V=0.98m/s
齿轮的基本参数
标准齿轮有ha*=1c*=0.25
齿顶高ha=ha*×m=2.5mm
齿根高hf=1.25×m=1.25×2.5=3.125mm
齿全高h=2.25m=2.25×2.5=5.625mm
齿顶高直径da=m（z+2ha）=2.5×（99+2×1）=252.5mm
齿根圆直径df=m（z-2ha*-2c*）=2.5×（99-2×1-2×0.25）=241.25mm
六、轴的设计
由前面计算可知：
传动功率P2=4.06KW,转速n2=73.89r/minh，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。
设计步骤
计算方法和内容
设计结果
1、 选择轴的材料，确定许用应力。
2、 按钮转强度估算轴径。
3、 设计轴的结构并绘制结构草图
（1）、确定轴上零件的位置和固定方式
（2）、确定各轴段的直径
（3）、确定各轴段的长度
4、 按弯曲扭合成强度校核轴径
（!
）、画出轴的受力图。
（2）、作水平面内的弯矩图，支点反力为。
（3）、作垂直面内的弯矩图，
（4）、作合成弯矩图
（5）、作转矩图
（6）、求当量弯矩
（7）、确定危险截面及校核强度。
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
查书1（见备注）273页表14.2得强度极限σB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa。
根据书1，271页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：
d≥C×.
=（107～118）×
=40.23～44.37mm
考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，取为41.71～46.59mm。
查书2（见备注），127页附表9.4弹性柱销联轴器（GB5014-85摘录）得d1=45mm
轴的计算转矩为：
TC=9550×103×
=9550×103×=507898.87N.m）
查书2，127页附表9.4弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL4型联轴器，半联轴器轮毂长L=112mm，键槽长L1=84mm。
（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如14.8图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。
齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。
（2）、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm。
轴的直径
d
10～18
＞18～30
＞30～50
＞50～80
＞80～100
轴上圆角/倒角
C1/R1
1.6
2.0
3.0
4.0
5.0
最小轴肩高度
hmin
2
2.5
3.5
4.5
5.5
轴环宽度
b
b≈1.4h
轴上圆角半径
R
0.8
1.0
1.6
2
2.5
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：
d1+2×3.5mm=45+7=52mm
取轴径d2=55，并根据《机械设计基础课程设计指导书（第二版）》129页附表10.1选用6011型轴承。
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：
d3=d2+2×2mm
=55+4=59mm
圆整后取d3=60mm。
④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有
d4=d3+10mm=70mm
⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，6011型轴承的最小安装直径：
da=62mm，所以取d5=62mm
⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
d6=d2=55mm
（3）、确定轴的各段长度
①、已知毂宽为65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为63mm。
②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：
所以轴环的宽度为7mm。
③、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。
④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。
又查书2的附表10.1知，6011型滚动轴承的宽度为：
B=18mm。
所以轴承支点的距离为：
L=（18/2+2+18+65/2）×2
=123mm
⑤、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：
a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。
套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6011型滚动轴承的宽度为18mm。
b、减速器中两个齿轮的中心距a=156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：
查书2，17页表4.1得，地脚螺钉直径为：
df=0.036a+12=0.036×156.25+12
=17.625mm
圆整后得：
df=20mm
箱盖的壁厚为：
δ1=0.02a+1mm
=0.02×155+1=4.125mm≥8mm
取δ1=8mm
轴承端盖螺钉
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