一级圆柱齿轮减速器标准机械课程设计说明书Word格式文档下载.docx

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对于本次课程设计的一级减速器，选择原动机为三相异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。

减速器的输出端通过联轴器与鼓轮主轴联接，由于本减速器传递的速度较大，所以选弹性连轴器。

轴由轴承支撑，一般采用滚动轴承。

为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。

带式运输机减速装置：

1.工作条件：

单向连续平稳转动，常温下双班制工作，空载启动，寿命7年

2.原始数据：

鼓轮直径d=300mm，传送带运行速度V=1.6mm，运输带上牵引力F=2000N

综上所述，传动方案总体布局如图所示：

二电动机的选择及传动装置的分析

1.电动机类型的选择：

由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。

Y系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械。

因此选择Y系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，U=380V。

2．电动机容量的选择：

电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。

只要所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的电动机工作功率，电动机在工作时就不会过热，通常可以不必较验发热和起动力矩。

工作机的工作效率P（工作机）=F*V/1000kw（F是工作机工作阻力N）

电动机所需的功率Pd=P（工作机）/ηakw

ηa是由电动机至运输带的传动总效率：

传动装置的总效率ηa=η1*η23*η32*η4=0.96*0.993*0.96*0.99=0.88

注：

查表可知η1V带传动效率=0.96；

η2滚动轴承（每对）效率=0.99；

η3一对圆柱齿轮传动（闭式）效率=0.96

η4联轴器效率=0.99

所以，工作机的工作功率P（工作机）=2000*1.6/1000=3.2kw

电动机所需的功率Pd=3.2/0.88=3.64kw

确定电动机的转速：

工作机主动轴的转速n=60*1000*V/（π*d）=60*1000*1.6/（3.14*300）=101.86r/min

按推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i0=2~4，一级圆柱齿轮减速器传动比的范围为3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24：

故电动机转速的可选范围为nd=ia*n=（6~24）*101.86=611.16~2444.64r/min

符合这一范围的同步转速为750，1000，1500r/min

由选定的电动机满载转/速nm和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为

ia=nm/n

方案

电动机型号

额定功率

kw

电动机转速

电动机重量

N

参考价格

元

传动装置的传动比

同步转速

满载转速

总传动比

V带传动

减速器

1

Y112M-4

4

1500

1440

470

230

14.1

3.5

4.03

2

Y132M1-6

1000

960

730

350

9.4

2.8

3.36

3

Y150M1-8

750

720

1180

500

7.1

2.5

2.84

分配传动装置传动比ia=iD*i（iD，I分别为带传动和减速器的传动比）

综合考虑选择电动机型号为Y132M1-6型

型号

满载时

起动电流/额定电流

启动转距/额定转距

最大转速/额定转速

转速r/min

nm

电流（380V时）A

效率

%

功率因素

84

0.77

5.5

2.0

三V带传动设计

1．计算功率

由表8-7（带传动设计所用图表来自《机械设计》教材（第八版））查得工作情况系数KA=1.2故

Pc=KA*P=1.2*4=4.8kw

2选择V带的类型

据Pc=4.8kw，nm=960r/min，由课本图10-12选用A型带

3确定带轮基本直径dd2

由表10-9初选小带轮的基准直径dd1。

，取小带轮的基准直径dd1=125mm

dd2=iD*dd1*（1-ε）=2.8*125*（1-0.02）=343mm

查表10-9，取标准值为355mm

4验算带速v，

v=

=3.14*125*960/（60*1000）=6.28m/s

因为5m/s<

v<

25m/s，故带轮合适。

5验算带长

初选中心距a0=500mm

Ldo≈2a0+

*（dd1*dd2）+

带入数据计算得：

Ldo=1780mm

查表10-2选择基准长度为Ld=1800mm

6计算实际中心距a

a≈a0+

=500+（1800-1780）/2=510mm

amin=a-0.015*Ld=510-0.015*1800=483mm

amax=a+0.015*Ld=510+0.015*1800=537mm

7验算小带轮上的包角α1

α1≈180o-（dd1-dd2）

带入数据，α1=154.16o

8单根V带传递的额定功率

根据dd1，n1查图10-11得P1=1.5kw

9.i≠1时单根V带的额定功率增量

据带型及i查表10-5得△p1=0.11kw

10计算带的根数

查表10-6得kα=0.93查表10-7KL=1.01

Z=Pc/（（P1+△p1）*kα*KL）=3.17

故，应该取4根。

四减速器（齿轮）参数的确定

1所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的钢制齿轮，查表6-7，小齿轮材料为45#钢（调质），调质处理，硬度260HBW,大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为215HBW，硬度差45HBW较合适

2运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度。

3据齿面接触疲劳强度设计。

本传动为闭式传动，软齿面，因此主要失效形式为疲劳点蚀，应根据齿面接触疲劳强度设计

由设计计算公式（10-9a）①进行试算，即

小齿轮分度圆直径d1≥

确定公式内的各计算数值：

（1）确定载荷因数

圆周速度不大，精度不高，齿面关于轴承对称布置，按表6-9取Kt=1.2

（2）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×

10^6×

P/n1

=9.55×

4/343=111370N·

mm

（3）计算接触疲劳许用应力[σH]

[σH]=σHlim*Zn/SHmin

由图6-36查得σHlim1=610MPa，σHlim2=500MPa，接触疲劳寿命系数Zn，按一年300工作日，双班每天16小时，由公式N=60×

n×

j×

Th得

N1=60×

343×

7×

300×

16=6.9×

10^8

N2=N1/i=6.9×

10^8/3.36=2.06×

查图6-37曲线1得Zn1=1.05，Zn2=1.1

取失效概率为1%，安全系数SHmin=1，得

[σH1]=σHlim1*Zn1/SHmin=1.05×

610=640.5MPa

[σH2]=σHlim2*Zn2/SHmin=1.1×

500=550MPa

（4）计算小齿轮分度圆直径d1，取φd=1.2则有

d1≥

=58.06mm取d1=60mm

（5）计算圆周速度v

v=

=3.14×

60×

343÷

﹙60×

1000﹚=1.08m/s

因v＜6m/s，故取8级精度合适

4确定主要参数，计算主要几何尺寸

（1）齿数取Z1=20，则Z2=Z1×

i=20×

3.36=67.2取Z2=68

（2）模数m

m=d1/Z1=60÷

20=3mm正好是标准模数第一系列上的数值

（3）分度圆直径

d1=Z1×

m=60mm

d2=Z2×

m=204mm

（4）中心距aa=（d1﹢d2）／2=132mm

（5）齿宽b

b=φd×

d1=1.2×

60=72mm

取大齿轮b1=75mm，小齿轮b2=75+5=80mm

5校核弯曲疲劳强度，根据式（6-44）

σbb=2*Kt*T1*Yfs／（b*m*d1）≤[σbb]

（1）符合齿形因数Yfs，由图6-39得：

Yfs1=4.35，Yfs2=4.00

（2）弯曲疲劳许用应力[σbb]

[σbb]=σbblim/Sfmin×

Yn

由图6-40得弯曲疲劳极限应力σbblim，σbblim1=490MPa，σbblim2=410MPa

由图6-41得弯曲疲劳寿命系数YnYn1=1，Yn2=1

弯曲疲劳的最小安全系数Sfmin按一般可靠性要求，取Sfmin=1

计算得弯曲疲劳许用应力为：

[σbb1]=σbblim1/Sfmin×

Yn1=490MPa

[σbb2]=σbblim2/Sfmin×

Yn2=410MPa

（3）校核计算

σbb1=2*Kt*T1*Yfs1／（b2*m*d1）=92.278MPa＜[σbb1]

σbb2=2*Kt*T1*Yfs2／（b2*m*d1）=79.2MPa＜[σbb2]

故弯曲疲劳强度足够

五轴的结构设计及计算

（一）低速轴设计计算

传动功率P=4kw，转速n=102r/min，轴上齿轮分度圆直径d=204mm，齿宽b=75mm，压力角α=20°

1.轴的材料

选用轴的材料45钢,调质处理，查表12-1知，σb=650MPa，σs=360MPa，查表12-6，可知[σ+1]bb=215MPa，[σ0]bb=102MPa，[σ-1]bb=60MPa

2.按扭转强度计算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，输出端最小直径

d≥C×

由表12-5可得，45钢C=118，则d≥40.1mm取d=40mm

3.齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转距为T=9.55×

P/n=374×

10³

N·

4.轴的设计

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，绘制系结构草图，其结构大致如下：

（1）联轴器的选择。

采用弹性柱销联轴器，为HL3联轴器40×

112GB/T5014-85

（2）确定轴上零件的位置及固定方式。

齿轮靠轴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固定，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现周向定位，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）确定各段轴的直径。

估算轴径d=40mm作为外伸端直径d1，与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=48mm，齿轮和左端轴承要从左端装入，装轴承处轴颈d3应大于d2，，考虑滚动轴承直径系列，取d3=55mm。

为便于齿轮装拆，与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=58mm，齿轮左侧用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴环的安装要求，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=55mm

（4）选取轴承型号。

初选轴承型号为深沟球轴承，代号6011，查手册可得：

轴承宽度B=28mm，安装尺寸D=64mm，故轴环直径d5=64mm

（5）确定各段轴的长度。

L1=84mm，L2=5omm，L3=38mm，L4=72mm，L5=15mm，L6=35mm

（二）高速轴设计计算（同低速轴）

传动功率P=4kw，转速n=343r/min，轴上齿轮分度圆直径d=60mm，齿宽b=70mm，压力角α=20°

由表12-5可得，45钢C=118，则d≥26.8mm取d=30mm

P/n=111×

4．轴的设计

采用弹性柱销联轴器，为HL3联轴器30×

82GB/T5014-85

d1=30mm

d2=36mm

d3=40mm

d4=45mm

d6=40mm

d5=54mm

（4）选用轴承型号。

代号6009，轴承宽度B=16mm，安装尺寸D=54mm，故轴环直径d5=54mm

结构大致如下：

六高速轴上的轴承寿命校核

1．高速轴轴承的主要参数

轴承代号

轴承内径mm

轴承外径mm

轴承宽度mm

径向基本额定动载荷Cr

6009

40

85

19

24.5KN

2．低速轴轴承的主要参数

6011

55

90

18

23.2

根据轴的受力情况可知，高速轴上靠近带轮一侧的轴承所受的径向力最大，故为最危险的轴承。

3.高速轴轴承寿命计算

由表13-12得载荷系数fp=1，由表13-13得温度因数fT=1

实用的寿命计算公式为

n为转速，C为额定动载荷，P为当量动载荷，ε为寿命指数，球轴承ε=3

对于只承受径向载荷的轴承，当量动载荷P=Fr径向载荷≈750N

所以高速轴上的轴承寿命Lh为：

Lh=10^6÷

343﹚×

﹙24500÷

750﹚³

≥预计寿命

根据根据条件，轴承预计寿命16×

7=33600小时

因为Lh远远大于预期寿命，符合要求

七高速轴轴强度的计算

1.求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

2．由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×

49=16.1N·

m

3.截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×

49=44.26N·

4.计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N·

5.计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×

271）2]1/2

=275.06N·

6.校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×

453）

=1.36Mpa<

[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

八联轴器的选择

根据轴孔直径d=40mm，输出转矩T=374×

10^3N·

mm，选定联轴器的型号为：

HL3型

公称转矩

许用转数

D

D1

D2

转动惯量

质量

630

5000r/min

160

75

125

0.6kg·

m²

8kg

九键联接的选择及计算

本设计减速器共需要键4个

1.高速轴上键安装轴段直径为：

Φ30mm

查表选择“普通圆头平键”：

h=7mm,b=8mm

根据对应轴段长度，确定键长L=36mm

2.齿轮轴上所需键安装轴段直径为：

Φ58mm

查表选择“普通圆头平键”：

h=10mm,b=16mm

根据对应轴段长度，确定键长L=63mm

3.大轴上联轴器所需键，其安装段直径为：

Φ40mm

h=8mm,b=12mm

根据对应轴段长度，确定键长L=70mm

十减速器机体结构相关尺寸数据

（a为低速级中心距=246mm）

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

0.025*190+3=7.75

取8

机盖壁厚

0.02a+3=7.92

取8

机座凸缘厚度

b

1.5

=15

机盖凸缘厚度

机座底凸缘壁厚

=25

地脚螺钉直径

0.036a+12=20.85

取M24

地脚螺钉数目

n

a=246<

250，n=4

轴承旁连接螺栓直径

0.75

=15.6，取M16

机盖与机座连接螺栓直径

（0.5-0.6）

10-12，取M10

轴承端盖螺钉直径

（0.4-0.5）

8-10，取M8

窥视孔盖螺钉直径

（0.3-0.4）

6—8取M10

定位销直径

d

（0.7-0.8）

8—11取M8

轴承端盖凸缘厚度

t

10

其他参数：

机座肋厚m=0.85×

δ=0.85×

8=6.8mm

低速级大齿轮中心到机体外壁总距离

为圆整R,

取12此时R=123+12=135mm

又

为使结构紧凑，且圆整L，所以取

Y系列三相笼式异步电动机

封闭式结构

U=380V

P（工作机）=3.2kw

Pd=3.64kw

ηa=0.88

Y132M1-6型

KA=1.2

Pc=4.8kw

I

A型带

dd1=125mm

dd2=355mm

v=6.28m/s

Ld=1800mm

a=510mm

α1=154.16o

大于120o符合

要求

P1=1.5kw

△p1=0.11kw

Z=4

精度8级

Kt=1.2

T1=111370

[σH1]=640.5

[σH2]=550

MPa

d1=60mm

v=1.08m/s

Z1=20

Z2=68

m=3

d2=204mm

b1=70mm

b2=75mm

[σbb1]=490

[σbb2]=410

σbb1=92.278

σbb2=79.2

d=40mm

T=74×

HL3联轴器

40×

112GB/T

5014-85

d1=40mm

d2=48mm

d3=55mm

d4=58mm

d6=55mm

d5=64mm

d=30mm

T=111×