一级圆柱齿轮减速器设计Word文档格式.docx
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按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2.选择电动机的功率
工作机所需功率：
Pw=
，故Pw=
kw=0.915kw
工作机实际需要的电动机输出功率：
Pd=
其中
查课程设计指导书表2.3得：
为V带轮的传动效率为0.96
为7级精度的一般齿轮的传动效率为0.98
为联轴器的效率为0.99
为轴承的效率为0.99
为卷筒效率0.96,
为卷筒轴承效率0.99
故Pd=
kw=1.055kw
3.选择电动机的转速
nw=（60×
1000V）/（
D）=
=114.65r/min
查课程设计指导书表2.2得：
V带传动其传动比常用值i1为2-4
圆柱齿轮其传动比常用值i2为3-5
故电动机的转速大致范围为：
2×
3×
114.65r/min=687.9r/min
4×
5×
114.65r/min=2293r/min
故对Y系列电动机来说可选择同步转速为1500r/min.1000r/min和750r/min
但由于750r/min的电动机价格比较高.若选择1500r/min则减速器的体积会过大，故选择转速为1000r/min的。
根据机械设计基础课程设计指导书附表8.1考虑所选电动机数据如下表：
电动机的主要技术数据
电动机型号
额定功率
（kw）
满载转速
（r/min）
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y90L-6
1.1
910
2.0
3．传动方案设计
对该带式输送机的传动方案：
一级圆柱齿轮减速器，由电动机通过带传动带动减速器转动，减速器通过联轴器带动卷筒来实现传动，其传动装置结构简图如下：
注：
图中标明的
（1）、
（2）、（3）依次为1、2、3轴，以下计算均参考此图。
四．传动装置总体参数设计
（一）.计算总传动比及分配各级传动比
其总传动比i=nm/nw=910/114.65=7.94，设带轮的传动比i1=2.5，则齿轮的传动比i2=7.94/2.5=3.176，故各轴的转速为:
n1=nm/i1=910/2.5r/min=364r/minn2=n1/i2=364/3.176r/min=114.61r/min，n3=n2=114.61r/min
（二）.计算各轴的功率和转矩
各轴的功率：
Pd=1.055kw，
=1.055×
0.96kw=1.013kw
=1.013×
0.98×
0.99kw=0.983kw
=0.983×
0.99×
0.99kw=0.963kw
各轴的转矩：
N.m
11.07×
2.5×
0.96N.m=26.568N.m
N.m
（三）.验证运输带速度
V=（
D×
n3）/（60×
1000）m/s=（3.14×
250×
114.61）/（60×
1000）m/s=1.499m/s
运输带速度误差：
（1.499-1.5）/1.5=0.06%<
5%，所以合适
五.设计带传动
由电动机的型号Y90L-6，查机械设计基础课程设计指导书附录8可知其外伸毂轮直径D=24mm
其输入功率Pd为1.055KW，转速n=910r/min
1.计算功率PC
查机械设计基础表8.21得KA=1.2故PC=KAPd=1.2
1.055KW=1.266KW
2.选择V带型号
根据PC=1.266KW，n=910r/min查机械设计基础图8.13得选择SPZ型窄V带
3.求大小带轮的基准直径dd2、dd1
查机械设计基础图8.12和表8.6选取dd1=112mm，则dd1>
ddmin=63mm。
，查机械设计基础表8.3得取dd2=280mm，
则实际传动比为：
i1'
=dd2/dd1=280/112=2.5，则i1=i1'
=2.5，转速无误差。
4.验算带速V
带速度在5~25m/s范围内，故合适。
5.求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距：
a=dd1+dd2=（112+280）mm=392mm,取
500mm
符合0.7（dd2+dd1）<
<
2（dd2+dd1）
求带长：
L0=2a0+
（dd1+dd2）+
=1630mm
查机械设计基础表8.4得：
取基准长度Ld=1600mm
计算实际中心距：
中心距a的变化范围为：
amin=a-0.015Ld=（485-0.015×
1600）mm=461mm
amax=a+0.03Ld=（485+0.03×
1600）mm=533mm
6.验算小带轮包角
，故合适。
7.求V带根数Z
Z=
由n=910r/min，dd1=112mm查机械设计基础表8.14根据内插法得：
查机械设计基础表8.18得：
kb=1.2834×
，由传动比i1'
=2.5
查机械设计基础表8.20得：
Ki=1.1373,
则
查机械设计基础表8.4与图8.11得：
故带入数据得：
，故Z取1
8.求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ
查机械设计基础表8.6得：
q=0.07Kg/m，可得单根V带的初拉力：
作用在轴上的压力：
FQ=
9.带轮结构设计
查机械设计基础表8.5得：
大小带轮参数为材料HT150,bd=8.5mm，hamin=2.0mm，hfmin=8.0mm，e=12
0.3mm，fmin=7mm，
，r1=0.2~0.5mm,B=（z-1）e+2f=14mm
其中小带轮：
da1=dd1+2ha=116mm,
大带轮da2=dd2+2ha=284mm，
六.大小齿轮的选择与设计
1.选择齿轮材料及精度等级
已知：
一级减速器的齿轮传动比i2=3.176,输入轴转速n1=364r/min,传动功率P1=1.013KW，转矩T1=26.568N.m=26568N.mm
小齿轮用45调质处理，齿面硬度为220~250HBS
大齿轮用45钢正火，HBS=170~210
根据机械设计基础表10.21：
选取精度等级为8级精度
2.按齿面接触疲劳强度设计
1）查机械设计基础表10.11：
取K=1.1
2）小齿轮的齿数z1取为25，z2=25×
3.176=79.4，取z2为80。
因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面为软齿面，由机械设计基础表10.20取：
3）由机械设计基础图10.24有：
由机械设计基础表10.10得：
SH=1
N1=60njLh=60×
364×
1×
（10×
52×
40）=4.54×
，N2=N1/i2=4.54×
/3.176=1.43×
查机械设计基础图10.27得：
ZNT1=1.1，ZNT2=1.14
故
m=d1/z1=37.3/25mm=1.5mm，由机械设计基础表10.3：
取标准模数m=1.5mm
3.计算主要尺寸
d1=mz1=1.5×
25mm=37.5mm，d2=mz2=1.5×
80mm=120mm
齿宽
，经圆整后取b2=40mm，b1=b2+5mm=45mm
中心距a=½
m（z1+z2）=½
×
1.5×
（25+80）mm=78.75mm
4.按齿根弯曲疲劳强度校核
1）查机械设计基础表10.13得：
YF1=2.65,YF2=2.25
2）查机械设计基础表10.14得：
YS1=1.59,YS2=1.77
3）由机械设计基础图10.25查得：
查机械设计基础表10.10与图10.26查得：
SF=1.3，YNT1=YNT2=1
，校核合格。
5.验算齿轮的圆周速度v
由机械设计基础表10.22可知选8级精度是合适的
6.大小齿轮的尺寸
ha=m=1.5mm，hf=1.25m=1.875mm，h=ha+hf=3.375mm，c=0.25m=0.375mm
=4.71mm，s=e=p/2=2.355mmda=65mm，a=78.75mm
小齿轮:
，da1=d1+2ha=40.5mm，df1=d1+2hf=41.25mm
大齿轮:
，da2=d2+2ha=123mm，df2=d2+2hf=123.75mm
七.轴的设计和校核计算
（一）.主动轴的设计及其校核计算
1.选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查机械设计基础表14.7与表14.2得：
2、按扭转强度估算轴径
查机械设计基础14.1有:
c=107~118，
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%~5%
取为15.55mm~17.43mm，取d1=16mm
3、轴的结构设计
1）确定轴上零件的位置与固定方式
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。
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。
2）选择轴承型号
由表机械设计基础课程设计指导书附录10：
初选深沟球轴承,代号为6305,轴承宽度B=17mm，安装尺寸damin=32mm,选轴肩直径d5=38mm.
3）确定轴的各段直径
将估算轴d1=16mm作为外伸端直径d1,取第二段直径为
=20mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴承处d3应大于
，取d3=25mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=30mm，齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d5=38mm,满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=25mm
4）确定各段轴的长度
?
段：
d1=16mm，长度取L1=40mm
段:
=20mm，长度取L2=45mm
段直径d3=25mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位选用6305深沟球轴承，其内径d为25mm,宽度B为17mm，取轴肩挡圈长为10mm，L3=5+10+15=30mm
段直径d4=30mm，此段安装主动齿轮，由上面的设计主动齿轮齿宽b=45mm,
则L4=（45-5）mm=40mm
段直径d5=38mm，长度L5=10mm
段直径d6=25m，长度L6=（10+10）mm=20mm
由上述轴长度可算得轴支承跨:
L=（½
B+10+10+½
b）=（8.5+10+10+22.5）×
2=102mm
4.轴的强度校核
按弯矩复合强度计算
1）绘制轴受力简图（如图a）
齿轮所受的转矩：
T1=26.568N.m，d1=37.5mm
作用在齿轮上的圆周力：
Ft=2T1/d1=2×
26.568×
1000/37.5N=1417N
径向力：
Fr=Fttan200=1417×
tan200N=516N
该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=51mm
2）求垂直面的支承反力:
FAY=FBY=½
Fr=½
516N=258N
求水平面的支承反力:
FAZ=FBZ=½
Ft=½
1417N=708.5N
3）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=258×
51×
10-3N·
m=13N·
m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=708.5×
m=36N·
4）绘制垂直面弯矩图（如图b）,绘制水平面弯矩图（如图c）
5）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（132+362）1/2N·
m=38N·
6）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T1=26.568N.m
7）绘制当量弯矩图（如图f）
截面c处最危险，如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数
，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT1）2]1/2=[382+（0.6×
26.568）2]1/2=41N·
8）校核危险截面C的强度
轴的材料选用45钢，调制处理，
，则
（二）．从动轴的设计及其校核计算
1、选择轴的材料，确定许用应力
查机械设计基础表14.7与表14.2得
单级齿轮减速器的从动轴为转轴，输出端与联轴器相接，查机械设计基础14.1有c=107~118，
取为22.6mm~25.41mm，取d1=25mm
1）联轴器的选择
可采用弹性套柱销联轴器，查机械设计基础课程设计指导书附表9.3可得联轴器的型号为:
主动端：
Y型轴孔，A型键槽，d1=25mm，L=62mm
2）确定轴上零件的位置与固定方式
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。
3）选择轴承型号
由表机械设计基础课程设计指导书附录10初选深沟球轴承,代号为6307,轴承宽度B=21mm，安装尺寸damin=44mm,选轴肩直径d5=48mm.
4）确定各段轴的直径
将估算轴d1=25mm作为外伸端直径d1,考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为
=30mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便，装轴承处d3应大于
，取d3=35mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=40mm，齿轮右端用用套筒固定,左端用轴肩定位,轴肩直径d5=48mm,满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=35mm
5）确定各段轴的长度
Ⅰ段：
d1=25mm，长度取L1=50mm
d2=30mm，长度取L2=40mm
段直径d3=35mm，此段安装轴承，轴承右端靠套筒定位，轴承左端靠轴承盖定位初选用6307深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为21mm，取轴肩挡圈长为10mm
L3=5+10+18=33mm
Ⅳ段直径d4=40mm，此段安装从动齿轮，由上面的设计从动齿轮齿宽b=40mm,
L4=（40-5）mm=35mm
Ⅴ段直径d5=48mm，长度L5=12mm
Ⅵ段直径d6=35mm，长度
18mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距
（½
B+12+½
b）=（10.5+12+20）×
2mm=85mm
4、轴的强度校核
从动齿轮分度圆直径d2=120mm，此段轴直径d4=40mm
2）齿轮所受转矩T2=81.87N.m，d2=120mm
Ft=2T2/d2=2×
81.87×
1000/120N=1365N
Fr=Fttan200=1365×
tan200N=497N
该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=42.5mm
3）求垂直面的支承反力:
497N=248.5N
求水平面的支承反力:
1365N=682.5N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
MC1=FAYL/2=248.5×
42.5×
10-3N.m=11N.m
MC2=FAZL/2=682.5×
10-3N.m=29N.m
4）绘制垂直面弯矩图（如图b）
绘制水平面弯矩图（如图c）
5）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（112+292）1/2=31N.m
T2=81.87N.m
Mec=[MC2+（αT2）2]1/2=[312+（0.6×
81.87）2]1/2=58N.m
轴的材料选用45钢,调制处理，
∴该轴强度足够。
八.滚动轴承的选择及校核计算
（一）.主动轴上的轴承及其校核计算
（1）由上述可得Fr=258N，Fa=Ft=708.5N
（2）计算轴承的当量动载荷P
上述选定轴承型号为6305型深沟球轴承，查机械设计基础课程设计指导书有：
基本额定静载荷C0r=11.5kN，可知Fa/C0r=0.062,查机械设计基础表15.13有：
轴承的e=0.27，而Fa/Fr=708.5/258=2.7>
e,继续查得：
X=0.56,Y=1.6
根据机械设计基础表15.12取fp=1.4，则轴承的当量动载荷为
P=fp（XFr+YFa）=1.4×
（0.56×
258+1.6×
708.5）N=1789N
（3）计算轴寿命L10h
两班制工作，则预期寿命Lh=10×
365×
16h=58400h
查机械设计基础课程设计指导书附表10.2的轴承的Cr=22200N。
取
>
58400h，则所选轴承合适
（4）计算当量静载荷
已知C0r=11.5kN，查机械设计基础表15.17得X0=0.6,Y0=0.5,则
P0=X0Fr+Y0Fa=（0.6×
258+0.5×
708.5）N=509N
（5）静强度校核
由机械设计基础表15.18，对回转精度和平稳性要求较高的轴承取S0=1.2~2.5，
C0r/P0=11500/509=22.6>
S0，所以轴的静强度足够
（二）.从动轴上的轴承
（1）由上述可得由上述可得Fr=248.5N，Fa=Ft=682.5N
（2）计算轴承的当量动载荷P
上述选定轴承型号为6307型深沟球轴承，查机械设计基础课程设计指导书有：
基本额定静载荷C0r=19.2kN，可知Fa/C0r=0.036,查机械设计基础表15.13有：
轴承的e=0.23，而Fa/Fr=682.5/248.5=2.7>
X=0.56,Y=1.8
248.5+1.8×
682.5）N=1915N
（3）计算轴寿命L10h
上述算得预期寿命Lh=58400h
查机械设计基础课程设计指导书附表10.2的轴承的Cr=33200N。
（4）计算当量静载荷
已知C0r=19.2kN，查机械设计基础表15.17得X0=0.6,Y0=0.5,则
248.5+0.5×
682.5）N=490N
（5）静强度校核
C0r/P0=19200/490=39.2>
九.键联接的选择及校核计算
（一）.根据轴径的尺寸，选择键
键1，主动轴与V带轮连接的键为：
GB/T1096-2003键10×
8×
65
键2，主动轴与小齿轮连接的键为：
GB/T1096-2003键14×
9×
35
键3，从动轴与大齿轮连接的键为：
GB/T1096-2003键20×
12×
70
键4，从动轴与联轴器连接的键为：
GB/T1096-2003键16×
10×
60
（二）.键的强度校核
键1，GB/T1096-2003键10×
65，工作长度l=L-b=（65-10）mm=55mm
查表有D=35mm，挤压强度
键2，键GB/T1096-2003键14×
35工作长度l=L-b=（35-14）mm=21mm
查表有D=50mm，挤压强度
键3，GB/T1096-2003键20×
70，工作长度
查表有D=70mm,挤压强度
键4，GB/T1096-2003键16×
60，工作长l=L-b=（60-16）mm=44mm
查表有D=55mm，挤压强度
十.减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
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