一级齿轮减速器说明书.docx

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一级齿轮减速器说明书

课程设计说明书

设计名称：

一级圆柱齿轮减速器

题目：

带式输送机传动装置

学生姓名：

李科

专业：

机械设计与制造

班级：

机电设备维修与管理

学号：

1260720121354

指导教师：

李梅

日期：

2012年6月20日

目录

一、前言………………………………………………3

二、电动机的选择……………………………………4

三、齿轮的设计………………………………………5

四、轴的设计………………………………………8

五、轴上其它零件的设计……………………………9

六、输出轴的校核……………………………………10

七、键的选择………………………………………11

八、箱体的选择和尺寸确定…………………………12

九、小结……………………………………………14

十、成绩评定…………………………………………15

前言

一、设计题目

带式输送机传动装置

二、主要内容

运输带工作拉力F=__2.6____N

运输带工作速度V=__1.4_m/

卷筒直径D=__450__mm

工作条件：

工作情况：

两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为+5%；

使用折旧期：

五年；

动力来源：

电力，三相交流，电压380/220V；

滚筒效率：

0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。

三、具体要求

本课程设计要求在2周时间内完成以下的任务：

（1）绘制减速器装配图1张（A2图纸，手工绘图）；

（2）零件工作图2张（齿轮、轴、箱体等任选2个，A3图纸）；

二、电机的选择

（1）选择电动机类型

按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。

（2）选择电动机的容量

电动机所需工作功率为

nw=60×1000V/πD=（60×1000×1.4）/（π×450）=59.45r/min

其中联轴器效率

4=0.99,滚动轴承与滚筒效率

2=0.96,闭式齿轮传动效率

3=0.97,V带效率

1=0.96代入得

传动装装置总效率：

＝1234＝0.885

工作机所需功率为：

PW=F·V/1000=2600×1.4/1000=3.64kW

则所需电动机所需功率

Pd=PW/=3.64/0.885=4.11kw

因载荷平稳,电动机额定功率

略大于

即可由《机械设计基础实训指导》附录5查得Y系列电动机数据，选电动机的额定功率为5.5kw.

（3）确定电动机转速

卷筒轴工作转速:

由nw=59.45r/min,v带传动的传动比i1=2～4；闭式齿轮单级传动比常用范围为i2=3～10，则一级圆柱齿轮减速器传动比选择范围为：

I总=i1×i2＝6～40

故电动机的转速可选范围为

nd=nw×I总=59.45×（6～40）=356.7r/min～2378r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。

可供选择的电动机如下表所示：

方案

电动机型号

额定功率Kw

同步转速/满载转速

（r/min）

1

Y132S1—2

5.5

3000/2900

2

Y132S—4

5.5

1500/1440

3

Y132M2—6

5.5

1000/960

4

Y160M2—8

5.5

750/720

则可选用Y132S—4电动机，满载转速为1440

，额定功率为5.5KW。

三、齿轮的设计

（1）总传动比

IZ=1440/59.45=24.22

V带的传动比为I1=3

减速器的传动比为i2=Iz/I1=24.22/3=8.07

（2）运动和动力参数计算

0轴（电动机轴）

P0=Pd＝5.5kw

n0=nd=1440r/min

T0=9550·P0/n0=9550×5.5/1440=36.48N·m

1轴（高速轴既输入轴）

P1=P0·1·=5.5×0.96＝5.28kw

n1=n0/i1=1440/3=480r/min

T1=9550·P1/n1=9550×5.28/480=105.05N·m

2轴（低速轴既输出轴）

P2=P1·2·=5.28×0.96＝5.07kw

n2=n1/i2=480/8.07=59.48r/min

T2=9550·P2/n2=9550×5.07/59.48=814.03N·m

根据以上数据列成表格为：

轴名

功率P/kw

转距T/N.m

转速n/（r/min）

传动比

电动机轴（0轴）

5.5

36.48

1440

1轴

5.28

105.05

480

3

2轴

5.07

814.03

59.48

8.07

已知电动机额定功率P=5.5kw,转速1440r/min,各轴的转速如：

转动轴

电机轴（0轴）

输入轴（1轴）

输出轴（1轴）

转速n

1440

480

59.48

齿数比

3

8.07

电动机驱动，工作寿命年限为5年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳。

1、选择齿轮的精度等级、材料

输送机为一般工作机器，转动速度不高,为普通减速器，故选用9级精度（GB10095-88），要求齿面精糙度

。

选择小齿轮材料为45钢（调质），其硬度选为250HBS,大齿轮为45钢（正火）,其硬度选为200HBS,

2、按齿面接触疲劳强度设计

①、转矩T1

T1=

=9.55×106×5.28/480=1.05×105N·mm

②载荷系数K及材料的弹性系数ZE

查《机械设计基础》表7-10取K=1.1，查表7-11取ZE=189.8MPa1/21/2

③、齿数z1和齿宽系数Ψd

取小齿轮的齿数z1=20，则大齿轮的齿数z2=z1×i=20×8.07=161.4。

取160。

对称布置、软齿面，查表7-14取Ψd=1

④、许用接触应力【σН】

由图7-25查得σНlim1=600Mpa，σНlim2=550Mpa

N1=60njLh=60×480×1×（5×52×5×16）=5.99×108

N2=N1/i=5.99×108/8.07=7.42×107

由图7-24查得ZN1=1.03,ZN2=1.18（允许有一定的点蚀）

由表7-9查得SH=1

根据以下公式可得

【σН】1=（ZN1·σНlim1）/SH=（1.03×600）/1=618Mpa

【σН】2=（ZN2·σНlim2）/SH=（1.18×550）/1=649Mpa

则

d1≥

=53.4

m=d1/z1=53.4/20=2.67mm

由表7-2取标准模数m=3mm

3、主要尺寸计算

d1=mz1=3×20=60mm

d2=mz2=3×160=480mm

b=Ψdd1=1×60=60mm

经圆整后取b2=60mm，b1=b2+5=65mm

da1=d1+2ha=60+2×3=66mm

da2=d2+2ha=480+2×3=486mm

df1=d1-2hf=60-2×3.75=52.5mm

df2=d2-2hf=480-2×3.75=472.5mm

a=0.5m（z1+z2）=0.5×3×（20+160）=270mm

4、按齿根弯曲疲劳强度校核

①齿形系数YF

由表7-12查得YF1=2.81，YF2=2.14

②应力修正系数YS

由表7-13查得YS1=1.56，YS2=1.88

③许用弯曲应力【σF】

由图7-26查得σFlim1=445，σFlim2=335

由表7-9查得SF=1.3

由图7-23查得YN1=0.89YN2=0.94

则

【σF】1=YN1·σFlim1/SF=0.89×445/1.3=304.65Mpa

【σF】2=YN2·σFlim2/SF=0.94×335/1.3=242.23Mpa

故

σF1=YF1·YS1（2KT1）/（bm2z1）=2.81×1.56×2×1.1×1.05×105/（60×32×20）=193.76Mpa≤【σF】1=304.65Mpa

σF2=σF1·YF2·YS2/YF1·YS1=127.69×2.14×1.88/2.81×1.56=117.19Mpa≤【σF】1=239.65Mpa

齿根弯曲疲劳强度校核合格。

5、验算齿轮的圆周速度v

V＝

＝1.51m/s

由表7-7可知，选9级精度是合适的。

根据以上数据可以制成表格：

齿轮参数

法向模数

m=3

齿数

z1＝20

z2＝160

齿顶圆直径

da1＝66

da2＝496

螺旋角

＝0°

齿根圆直径

df1＝52.5

df2＝472.5

中心距

a=270

分度圆直径

d1＝60

d2＝480

齿轮宽度

b1＝65

b2=60

6、选择润滑方式

闭式齿轮传动，，齿轮的圆周速度v≤12m/s,常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑（推荐使用中负荷工业齿轮油，润滑油运动粘度

.）

四、轴的设计

1、高速轴（1轴）的设计

确定轴的最小直径

由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11－1查得A=115,于是得

dmin=A

=25.53

此处有键槽用于配套V带轮，所以可将其轴径加大5%，即d=25.53×105%=26.8mm

（1）选择滚动轴承

因轴承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。

选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6008，其尺寸为d*D*B=40mmx68mmx15mm，故d4=d1=40mm,L1=l1=15mm

（2）轴的结构设计

左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，6008型轴承的定位轴肩高度0.07d

在右端轴承安装完处后的一段轴（装轴承端盖和外露的部分）的直径为38mm。

结构如图所示：

2、低速轴（2轴）的设计

确定轴的最小直径

由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率,故选45钢并经调质处理,由表11-1查得A0=112,于是得

dmin=A

=50.6mm

此处有键槽用于配套联轴器，所以可将其轴径加大5%，即d=50.6×105%=51.13mm

减速器输出轴得最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d联，为了使减速器输出轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

选择弹性联轴器，取其标准内孔直径d=d1=55mm,L联=84mm。

（1）.选择滚动轴承

因轴承受到径向力的作用，故选用深沟球轴承。

选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6012，其尺寸为d*D*B=60mmx95mmx18mm，故d5=d2=60mm,L5=l2=18mm

（2）轴的结构设计

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，6012型轴承的定位轴肩高度h＝6mm，因此取d4=72mm,而大齿轮采用套筒定位,套筒厚度为t1=3mm,l套=25.5mm,取安装齿轮处的轴段3的直径d3=70mm,轮毂宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂宽度，故取L3=55mm.齿轮的左端靠套筒轴向定位，故取轴段直径d2=d5=60mm,L2=l套+l2+5+l盖+l空=103.5mm，d1=55mm，L1=80mm。

在左端的轴承安装完处后（轴承端盖和外漏部分）的一段轴的直径为58mm。

结构如图所示：

五、轴上其它零件的设计

1）轴承端盖的厚度为25mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器和V带轮右端面间的距离均为L空＝30mm。

2）查表6-2、6-4取V带轮的基准直径为L=31.5mm，宽度B=16mm。

输入轴上的直径最大的那段轴为d=48mm,L2=20mm。

轴上齿轮距箱体壁15mm。

输出轴上的直径最大的那段轴为d=76mm,l=10mm;L4=10.5mm。

轴上齿轮距箱体壁17.5mm。

则：

输入轴为L=230mm

输出轴为L=277mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

3）轴上零件的周向定位

齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

由表10-7查得：

在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=8mmx7mm，L=22mm

在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm，L=48mm

齿轮与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm，L=48mm

键槽均用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

；同样，半联轴器与轴的配合为

。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。

4）确定轴上的圆角和倒角尺寸

参考表15-2，取轴端倒角为2x45°，各轴肩的圆角半径为1.5。

六、输出轴上的强度校核

1、已知P2=5.07kwn2=59.48r/min所以T2=9.55×106P/n2=814029.926N.mm

则：

轴上直齿轮上的周向力

Ft1=2T/d2=3391.8

径向力

Fr1=Ft1tan20/cosβ=1234.51

2、轴的结构图，做出轴的计算简图。

确定轴承的支点的位置时，应从手册中查取值。

因此，作为简支梁的轴的支承跨距分别为55mm、10mm、15mm。

载荷

水平面H

垂直面V

支反力F

FNH1=1846.57N,FNH2=2677.41

FNV1=3211.41N,FNV2=-184.67N

弯矩M

MH=326544.94N·mm,

MV1=184652.27N·mm

MV2=-3528N·mm

总弯距

M1=

375137.39N·mm

M2=

326563.99N·mm

弯矩T

T=814029.926N·mm

3、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。

根据式及上表中的数据，以及轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的应力计算如下：

σr3=

49.21Mpa

轴的材料为45钢,调质处理,[σ]=200Mpa,σr3<[σ],故轴非常安全。

七、键的选择

齿轮、V带轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

根据轴的直径可由《机设基础》表10-7、10-8查得：

在输入轴上V带轮与轴连接平键截面b*h=8mmx7mm，L=22mm

齿轮与轴连接平键截面b*h=14mmx9mm，L=56mm

在输出轴上半联轴器与轴连接平键截面b*h=16mmx10mm，L=50mm

齿轮与轴连接平键截面b*h=18mmx11mm，L=50mm

键槽均用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为

；同样，半联轴器与轴的配合为

。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为m6。

八、箱体的选择和尺寸确定

（1）箱座尺寸的选择和尺寸确定

箱体的选择要求和轴与其它零件要配合使用，误差不能太大。

本次设计的减速器输入轴和输出轴均有一端伸出箱体与联轴器联接,故采用中间的长度,最能准确的确定箱体的宽度。

查表4-2得

箱体的数据初定为：

箱座壁厚：

δ=0.025a+1≥8,则取δ=10mm

箱盖壁厚:

δ1=0.025a+3≥8,则取δ1=10mm

箱座凸缘的最小厚度：

b=1.5δ=15mm,故取b=20mm

箱盖凸缘的最小厚度:

b1=1.5δ1=15mm,故取b=20mm

箱座底凸缘的的最小厚度：

故取b2=30mm

箱盖上凸缘的的最小厚度b2’=2.5=25mm,故取b2’=30mm

地脚螺栓的最小直径:

df=0.036a+12=21.72mm,故取df=22mm

地脚螺栓数目：

轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=16.5mm，取螺栓为M18

箱盖与箱座连接螺栓直径：

d2=0.5df=11mm，取螺栓为M12

连接螺栓

的间距：

l=125～200,取l=200mm

轴承端盖螺栓的直径:

d3=0.5df=11mm,故取d3=12mm

检查孔盖螺钉直径：

d4=0.4df=8.8mm

定位销直径：

d=0.8d2=8mm

df、d2、d1至外箱壁的距离C1=30mm

df、d2至凸缘边的距离C2=30mm

轴承旁凸台半径R1=C2=30mm

凸台高度h=50mm

外箱壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+10=70mm

齿轮顶圆与内箱壁的距离Δ1>1.2δ=15mm

齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2>δ，

取Δ2小=17.5mm，Δ2大=15mm

箱盖、箱座肋厚m1=0.85δ1=8.5mm、m2=0.85δ=8.5mm

轴承端盖外径D2入=D入+5d3=128mm、D2出=D出+5d3=155mm

轴承端盖上螺钉的数目都为4

轴承旁连接螺栓的距离S入=D入+2d1=101mm、S出=D出+2d1=128mm

箱座内的深度Hd=d大/2+31.5=274.5mm

箱座总高度H=Hd+δ+10=294.5mm

箱座内的宽度Ba=15+15+65=95mm

螺纹油塞的直径:

d油=12mm,取M12x1.25

参考文献：

《机械设计基础》、机械设计基础指导实训》、《工程力学》

九、小结

通过两个星期的设计设计，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。

这是一次综合行相当强的设计，我们自己的计算和查表我们可以更加深入的了解一个零件的来源，从而增强了我们对本专业的了解程度，使我们在以后的学习和工作中更好解决我们遇到的各种设备故障问题。

在这次课程设计中我们遇到了很多的难题，顿时就让我们束手无策，但是通过老师的细心讲解。

我们不但解决了我们所遇到的难题，还得到了很多学习的经验，这也是我们在以后的工作的非常重要的一点。

课程设计是一次理论加实践的综合测试，我们在设计的过程中不仅要设计出符合众多要求的零件，而且更重要的是我们必须联系实际。

因为我们设计出来的一些数据在实际的加工过程中是很难加工的或者说你不能加工的，所以这次课程设计好让我们认识到了自己的很多不足，从而通过自身的努力将他弥补。

本次设计得到了指导老师和我们的专业老师的细心指导和帮助。

由衷的感谢曾永华老师。