输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计书.docx
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输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计书
输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器设计书
一、设计任务书机械设计课程设计的题目：
设计输送传动装置中的一级圆柱齿轮减速器原始数据如下<题号4>:
题号
1
2
3
4
5
输出轴功率P（kw）
3
4
4.8
5
6.2
输出轴转速n（r/min）
35
38
40
45
50
传动工作年限
6
10
8
10
8
每日工作班数
2
1
1
1
1
工作场所
车间
矿山
矿山
车间
车间
批量
小批
大批
小批
成批
成批
题号
6
7
8
9
10
输出轴功率P（kw）
3.5
4.4
5.5
6
5.8
输出轴转速n（r/min）
38
40
48
48
50
传动工作年限
8
10
8
10
8
每日工作班数
2
1
1
1
1
工作场所
车间
车间
矿山
车间
矿山
批量
小批
成批
大批
成批
小批
设计工作量：
一、编写设计计算说明书１份
二、绘制减速器大齿轮零件图1张（3号图纸）
三、绘制减速器低速轴零件图1张（3号图纸）
四、绘制减速器装配图1张（1号图纸）
二、传动装置的总体设计
1.传动方案的拟定及其说明:
采用普通V带和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震能力。
结构简单，成本低，易于维护和使用。
２.选择电动机
（1）电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。
（2）传动装置的总效率：
由《课程设计》表2-4查得：
V带传动η1=0.94，滚动轴承η2=0.99，圆柱齿轮闭式与开式传动分别为η3=0.97，η4=0.94。
所以总效率η=0.94x0.99^3x0.97x0.94=0.832
（3）电动机功率：
Ρd=pw/η=6.2/0.832=7.45kw
查手册可选择额定功率为7.5kw的电动机。
（4）确定电动机的转速：
查表得：
普通V带传动比i=2~5，圆柱齿轮i<=5,单级圆柱减速器i=3~5，则总传动比i=30~125.
nd=ixn=（30~125）x50=（1350~5625）r/min查表得:
电动机型号为：
Y132S2-2.
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
Y132S2-2
7.5
2900
2.0
2.2
3.传动比分配根据电动机满载转速n可得总传动比i.则总传动比ia=nm/n可得ia=2900/45=64.44.
综合传动比ia=i1i2i3。
可得i1=3.89,i2=5,i3=4.28
4.运动条件及运动参数分析计算
（1）各轴输入功率
P1=p0=7.45kw
P2=p1η=7.45x0.94=7.003kw
P3=p2η2η3=7.003x0.99x0.97=6.725kw
P4=p3η2η4=6.725x0.99x0.94=6.2582kw
（2）各轴转速
Ⅰ：
n1=n0=2900r/min
Ⅱ:
n2=n1/i1=2900/3.89=745.5r/min
Ⅲ:
n3=n2/i2=745.5/5=149.1r/min
Ⅳ:
n4=n3/i3=149.1/4.28=34.836r/min
（3）各轴转矩电动机输出转矩:
ⅠT1=T0=9590xp/n=9590x7.45/2900=24.53N·m
各轴输入转矩：
ⅡT2=T1xη1xi1=24.534x0.94x3.5=80.72N·m
ⅢT3=T2xη2xη3xi2=80.72x0.99x0.97x4.3=333.32N·m
ⅣT4=T3xη4xη2xi3=333.32x0.99x0.94x3.85=1194.22N·m
轴号
功率P（KW）
转速N（r/min）
转矩T（N·m）
传动比i
效率η
Ⅰ
7.45
2900
24.534
Ⅱ
7.003
745.5
80.72
3.89
0.94
Ⅲ
6.725
149.1
333.32
5
0.97
Ⅳ
6.2583
34.836
1194.22
4.28
0.94
将上述数据列表如下：
三、传动零件的设计
1.V带传动设计
（1）因为载荷变化较小且工作时间为8h/天，可得KA=1.1
PC=KAP=1.1x7.5=8.25KW
（2）选取普通V带型号
PC=8.25KW，n0=2900r/min,查表选A型
确定带轮基准直径：
查表得取D1=100㎜,ζ=1％
D2=D1xi1x（1-ζ）=100x3.89x0.99=385.11㎜
查表得D2=400㎜
大轮转速n2=n0xD1x（1-ζ）/D2=2900x100x0.99/400=808.73r/min
其误差为3.87％<5％,误差较小，允许
（3）验算带速
V=π·D1·n0/（60×1000）=3.14x100x2900/（60x1000）=15.18m/s
在5~25m/s范围内，所以带适合
（4）确定带的基准长度Ld和实际中心距a
初定中心距为a0=1.4（D1+D2）=1.4（100+400）=700mm取a0=700mmL=2a0+π（D1+D2）/2+（D2-D1）²/4a0=2017.1mm
查表9.4取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为a=（2Ld-π（D1+D2）+√（（2Ld-π（D1+D2））2-8（D2-D1）²）/8=（2x2000-3.14x455+√（2x2000-3.14x455）2-8x2552）
=629.92mm
（5）验算小带轮的包角α1=180º-57.3º（D2-D1）/a=156.8º＞120，合格。
（6）确定V带根数
传动比i=3.89
查表p0=2.09kw同时查表得Δp0=0.3kwKa=0.94KL=1.03
V带根数Z=PC/[P0]=PC/（（P0+Δp0）KakL）=3.49
所以Z=4根
（7）求单根V带初拉力：
查表得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1）+qv²=135.79N.
（8）计算带轮轴上所受的压力FQ=2·FQ·Z·sin（a1/2）=1064.13N
（9）带轮结构设计略
2.齿轮传动的设计计算
减速器齿轮设计：
（1）选定齿轮材料及精度等级机因为器运行速度不高，要求精度也不高，所以选用8级精度
小齿轮材料为40MnB调质，硬度为241—286HBS大齿轮材料为45钢调质，硬度为197—286HBS
（2）许应接触应力[σH]：
查表查得σHlim1~（680,760）MPaσHlim2~（550,620）MPaσFlim1~（580,610）MpaσFlim2~（410,480）Mpa
取σHlim1=720MPaσHlim2=600MPaσFlim1=600MpaFlim2=600Mpa由表查得SH=1SF=1.25
计算接触疲劳许用应力：
[σH1]＝σHlim1/SH＝720MPa[σH2]＝σHlim2/SH＝600MPa
[σF1]=σFlim1/SF=480Mpa[σF2]=σFlim2/SF=360MPa
（3）试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
查表得：
载荷系数K＝1.1φd齿宽系数φd=0.8
小齿轮上的转矩：
T1=9550x7.003/828.57=80.72N·mm
取ZE=188传动比i=4.3
d1≥3√（（2KT1/φd）（（μ+1）/μ）（ZEZH/[σH]）2）=3√2x1.1x80.72x103x5.3x（188x2.5）2/（0.8x4.3x6002）=55.17㎜
选小齿轮齿数Z1＝35，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=4.3×35=150实际齿数比i=4.29.
模数m=d1/z1=1.58mm查表取标准模数m=2mm
（4）主要尺寸计算：
实际的分度圆直径d1=mz1=2×35=70mmd2=mz2=2×150=300mm
齿宽b=φdd1=0.8×55.17=44.1mm取b2=45mmb1=b2+5=50mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=185mm
（5）按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.51YF2=2.18应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.65Ys2=1.82
σF1=2KT1Ys1YF1/（bm2Z1）=2x1.1x80.72x2.51x1.65/（45x4x35）=116.74MPa＜[σF1]
σF2=σF1xYF2xYs2/（Ys1YF1）=111.84MPa＜[σF2]
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
（6）验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=3.04m/s由表11.21可知，选8级精度合适.
（7）齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径da，查《机械设计基础》4-2得：
ha*=1c*=0.25
齿顶圆直径：
da1=d1+2ha1=（Z1+2h*）m=（35+2）x2=74mm
da2=d2+2ha2=（Z1+2h*）m=（150+2）x2=304mm
齿根圆直径：
df1=（Z1-2h*-2c*）m=（35-2-0.5）x2=59mm
df2=（Z2-2h*-2c*）m=（150-2-0.5）x2=295mm
齿距：
P=πm=3.14x2=6.28mm
齿顶高：
ha=h*m=2mm
齿根高：
hf=（h*+c*）m=2.5mm
（8）齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮的有关计算：
轴孔直径：
ds=55mm
轮毂直径：
dh=1.6x55=88mm
轮毂长度：
Lh=1.4xds=1.4x55=77mm
轮缘厚度：
σ=（3~4）m=（6~8）mm取σ=8mm
轮缘内径：
D2=da2-2h-2σ=304-2x4.5-2x8=279mm取D2=280mm
腹板厚度：
c=0.3b2=0.3x45=13.5c取15,则c=15
腹板中心孔直径：
D0=0.5（dh+D2）=0.5（88+280）=184mm
腹板孔直径：
d0=0.25（D2-dh）=0.25（280-88）=48mm
齿轮倒角：
n=0.5m=0.5x2=1
开式齿轮设计：
（1）选定齿轮材料及精度等级机①因为器运行速度不高，要求精度也不高，所以选用9级精度
②因为齿轮为开式齿轮，所以硬度及接触疲劳极限要大小齿轮材料为38siMnMo表面淬火，硬度为45—55HRC大齿轮材料为45钢表面淬火，硬度为40—50HRC
（2）许应接触应力[σH]：
查表查得σHlim1~（1130,1210）MPaσHlim2~（1120,1150）MPaσFlim1~（690,720）MpaσFlim2~（680,720）Mpa
取σHlim1=1180MPaσHlim2=1140MPaσFlim1=710MpaFlim2=690Mpa
由表查得SH=1SF=1.25
计算接触疲劳许用应力：
[σH1]＝σHlim1/SH＝1180MPa[σH2]＝σHlim2/SH＝1140MPa
[σF1]=σFlim1/SF=568Mpa[σF2]=σFlim2/SF=552MPa
（3）按照齿轮弯曲强度计算：
查表得：
载荷系数K＝1.2φd齿宽系数φd=0.4
小齿轮上的转矩：
T3=9550x6.725/192.69=334.5N·mm
选小齿轮齿数Z1＝17，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.85×17=65.45取Z2=65齿形系数YF，查表11.12得YF1=3.08YF2=2.3应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.53Ys2=1.73YF1Ys1=3.08x1.53=4.71＞YF2Ys2=2.3x1.73=3.98m≥3√2KT1Ys1YF1/（φdZ12[σF]）=3√2x1.2x334.5x103x4.71/（0.4x172x552）=3.9mm查表得m=5分度圆直径d1=mz1=5×17=85mmd2=mz2=5×65=325mm中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=205mm
实际传动比i=65/17=3.82齿宽b=φdd1=0.4×85=34mm取b2=34mmb1=b2+6=40mm
（4）按齿面接触强度校核
取ZE=188σH=ZEZH√（（2KT1/bd12）（μ+1）/μ）=188x2.5x√（2x1.2x334.5x103x4.85/（34x852x3.85）=954MPa＜[σH]
齿面接触强度校核合格。
（5）齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=0.86m/s由表11.21可知，选9级精度合适.
（6）齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径da，查《机械设计基础》4-2得：
ha*=1c*=0.25
齿顶圆直径：
da1=d1+2ha1=（Z1+2h*）m=（17+2）x5=95mm
da2=d2+2ha2=（Z1+2h*）m=（65+2）x5=335mm
齿根圆直径：
df1=（Z1-2h*-2c*）m=（17-2-0.5）x5=72.5mm
df2=（Z2-2h*-2c*）m=（65-2-0.5）x5=312.5mm
齿距：
P=πm=3.14x5=15.7mm
齿顶高：
ha=h*m=5mm
齿根高：
hf=（h*+c*）m=6.25mm
（7）齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮的有关计算：
轴孔直径：
ds=60mm
轮毂直径：
dh=1.6x60=96mm
轮毂长度：
Lh=1.4xds=1.4x60=84mm
轮缘厚度：
σ=（3~4）m=（15~20）mm取σ=20mm
轮缘内径：
D2=da2-2h-2=335-2x11.25-40=272.5mm取D2=272mm
腹板厚度：
c=0.3b2=0.3x34=10.2取c=11mm
腹板中心孔直径：
D0=0.5（dh+D2）=0.5（96+272）=184mm
腹板孔直径：
d0=0.25（D2-dh）=0.25（272-96）=48mm
齿轮倒角：
n=0.5m=0.5x5=2.5
四、轴的设计计算
1.减速器输入轴Ⅰ的结构设计
（1）选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表14.1查得：
硬度为（217~255）HBS，强度极限σB=650Mpa，屈服极限σS=360M，弯曲疲劳极限σ-1=300Mpa。
由表14.2得：
[τ]=（30~40）Mpa，C=（118~107）Mpa
（2）按钮转强度估算轴径（最小直径）
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√7.003/828.57=21.84~24.084mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为22.5—25.29mm，由设计手册取标准直径d=28mm
（3）轴的强度校核圆周力：
Ft=2T1/d1=2x80.72x103/70=2306.29N径向力Fr=Fttanα=2306.9xtanα=839.64N.转矩：
T1=80.72x103Nmm做受力简图：
由图表查的：
减速器输出轴Ⅱ的结构设计与强度校核
（1）选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表14.1查得：
硬度为（217~255）HBS，强度极限σB=650Mpa，屈服极限σS=360M，弯曲疲劳极限σ-1=300Mpa。
由表14.2得：
[τ]=（30~40）Mpa，C=（118~107）Mpa
（2）按钮转强度估算轴径（最小直径）
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√6.725/192.69=34.97~38.56mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为35.72~40.49mm，由设计手册取标准直径d=42mm
轴的结构设计草图:
Ⅲ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表14.1查得：
硬度为（217~255）HBS，强度极限σB=650Mpa，屈服极限σS=360M，弯曲疲劳极限σ-1=300Mpa。
由表14.2得：
[τ]=（30~40）Mpa，C=（118~107）Mpa
（2）按钮转强度估算轴径（最小直径）
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√6.2583/50=53.53~59.04mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为55.14—62mm，由设计手册取标准直径d=63mm
五、滚动轴承的选择及其寿命计算
1.轴承型号选择
因为选择了圆柱直齿轮，只要是径向力，所以选择深沟球轴承。
Ⅱ轴：
根据前面轴的设计可知，轴的内径为50mm,所以尺寸系列代号为10.因轴承需要工作10年，所以根据公式Lh=（106/60n）（ftC/（fPp））ε其中Lh=8x12x30x8=23040h,n=192.69r/min,ft=1,fp=1.2,ε=3,C=Cr/2=Fttanα/2=T1tanα/d1=333.32xtanα/70=1733.1N可得：
选择60210.
六、键的选择及其校核计算
1.所有键的选择：
均选择A型平键
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
28
8
7
50
Ⅱ轴Ⅰ键
55
16
10
68
Ⅱ轴Ⅱ键
42
12
8
40
Ⅲ轴Ⅰ键
84
22
14
70
七、箱体的设计
1．类型选择：
选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2．箱体主要结构尺寸：
（mm）
名称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺寸/mm
8
8
12
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖与座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2的间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检查孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
10
150
8
6
8
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖的距离l1
16
14
16
40
40
齿顶圆与内箱避间的距离△1
齿轮端面与内箱避间的距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
12
12
6.8、6.8
102
125
【减速器附件的选择】通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器：
选用游标尺M16
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M16×1.5
八、润滑方式及其润滑油的选择1.齿轮传动的润滑
齿轮的润滑：
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
2.滚动轴承润滑方式的确定及其润滑剂的选择
滚动轴承的润滑：
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（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
八、设计小结
九、参考资料
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