单级圆柱齿轮减速器设计书.docx

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单级圆柱齿轮减速器设计书

单级圆柱齿轮减速器设计书

一．任务设计书

题目A:

设计用于带式运输机的单级圆柱齿轮减速器的装置设计要求：

工作条件:

两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击使用年限:

五年生产批量:

小批量生产。

动力来源:

电力，三相交流（380/220）环境温度:

最高35摄氏度运输带速度允许误差:

±5%。

设计工作量:

1.减速器装配图一（A3）

2.零件工作图（从动轴，齿轮）

3.设计说明书一份

个人设计数据:

运输带的工作拉力F（N/m）=1900运输机带速V（m/s）=1.6滚筒直径D（mm）=400

已给方案

计算过程及其说明

计算结果

第部分

二.选择电动机

1传动装置的总效率：

n=1234式中：

!

为带的传动效率，取1=0.96；

2为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；

3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;

4为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；

5为运输滚筒的效率，取5=0.96。

所以。

传动装置的总效率

n=0.960.990.990.970.980.96=0.86

电动机所需要的功率：

p负=FV/1000=3.04（KW

P=p负/n-3.04=3.53KW

、0.86

pg电动机效率484.5%3.38p负（符合条件）

2.滚筒的转速计算

nw=nw601000v601000「6=76.4r/min

滚筒的转速：

3.14D3.14400

带传动的传动比围为i1[2,4];机械设计142页

nw=76.4r/min

一级圆柱齿轮减速器的传动比为i2€[3,5];机械设计

第八版413页

总传动比的围为[6,20];

则电动机的转速围为[458.4,1528];

3.选择电动机的型号：

根据工作条件，选择一般用途的丫系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y112M1-6型

电动机。

额定功率4KVy满载转速960（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m）

4.计算传动装置的总传动比和分配各级传动比

总传动比ib=n/nw=960/76.4=12.56

式中：

n为电动机满载转速；

nw为工作机轴转速。

取带的传动比为h=3，则减速器的传动比i2=ib/3=4.19

5.计算传动装置的运动和动力参数

6.计算各轴的转速。

I轴:

n1=n/i1=960/3=320r/min;

II轴:

n2=n1/4.19=76.4;r/min

滚筒轴：

n3=n2=76.4r/min

7.计算各轴的功率

I轴：

P1=P1=3.530.96=3.3888（Kw）;

I轴P2=P123=3.38880.990.97=3.25（Kw）;

滚筒轴的输入功率：

P3=P242=3.250.980.99=3.15（Kw）

8.

电动机选用：

Y112M1-6型

i1=3，

i2=4.19

n1=320r/min

n2=76.4;r/min

n3=76.4r/min

计算各轴的转矩

电动机轴的输出转转矩：

Ti=9550P/n=95503.53/960=35.12KN•m

I轴的转矩T2=Tiii12=35.1230.96

0.99=100.1KN•m

H轴的转矩T3=T2i22

3=100.14.190.990.97=402.8KN•m

第二部分传动部分的计算

三.带型零件设计

根据工作要求，选择V型带

1.计算功率：

Pea=KaP=1.24=4.8

Ka---工作情况系数，查表取值1.2;机械设计156页

p---电动机的额定功率

2.选择带型

根据Pea=4.8，n=960,可知选择A型；机械设计157页

由表8—6和表8—8取主动轮基准直径dd1=100mm

则从动轮的直径为dd2=300mm据表8—8,

取db2=315mm

3.验算带的速度

vdd丁二3,14100960=5.02m/s机械设计157页

601000601000

5.02m/s25m/sV带的速度合适

4.确定普通V带的基准长度和传动中心矩

V型带的功率：

Pea=4.8W

带速v=5.02m/s

根据0.7（ddi+dd2）

机械设计第八版152页a=500mm

o

5.计算带所需的基准长度：

Ldo2ao（ddidd2）/2（dd2ddi）/4a°

25003.14（100+315）/2+（315-100）2/4500=1674.7mm

机械设计158页由表8-2选带的基准长度Ld=1800mm带轮的实际中

6.计算实际中心距a心距：

a=563mm

aa°（LdLJ/2=500（18001674.7）/2=563mm

机械设计第八版158页

验算小带轮上的包角

1

11800（dd2dd1）57.30/a=158.12。

90。

7.确定带的根数Z

Z=Pca机械设计第八版158页

（P。

Wkki

由n=960r/min,dd1=100mn查表8—4a和表8—4b

得：

p°=°.96，P0=°12

带的根数z:

Z=5

查表8—5得：

k0.949,查表8—2得：

r1.01,

贝卩Z=Pca=4.8/（0.96+0.12）0.949

（P。

p°）kkl

1.01=4.637

取Z=5根

8.计算预紧力

主动轮：

腹板式

从动轮：

轮辐式

小齿轮的齿数为Z1=20,则大齿轮的齿数为

z2=84

F0500Pca（2.51）qv2机械设计158页

厂0VZkv

查表8-3得q=0.10（kg/m）

贝SF05004.8（-^1）0.105.022157.5N

5.0250.949

9.计算作用在轴上的压轴力

Fp2zF°sin（1/2）25157.5sin（158.12°/2）=1546.4N

机械设计第八版158页

4.带轮结构设计

带轮的材料采用HT150

主动轮基准直径dd1=100mm故米用腹板式（或实心式），

从动轮基准直径db2=315mm米用轮辐式。

5.齿轮的设计

1.选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；

（1）.按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动；

（2）.减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，

所以选用7级精度（GB10095-88）;

（3）.选择材料。

由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr（调质），硬度为280HBS大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS二者的材料硬度相差为40HBS

（4）.选小齿轮的齿数为乙=20，贝卩大齿轮的齿数为Z2

=204.19=84,

（5）选取螺旋角。

初选螺旋角=14o

2.按齿面接触强度进行设计

由设计公式进行计算，即

dlt丿肛手宀乙丘）机械设计第八版203页yduh

选用载荷系数K=1.6

t

计算小齿轮传递的转矩

T95.5105R/n11.011345105Ngmm

由表10-7选定齿轮的齿宽系数1;机械设计第八版

d

205页

1由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa2

由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

Hlim1=600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa

3.计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%安全系数S=1,得：

K

h1-^=540MPa

K

―HNSlim2=522.5Mpa

机械设计第八版205页

由图10-30选取区域系数

zh=2.433

图10-26得

a1

0.74,a20.84,则

a1a21.58

J—540522.5MPa531.25MPa

22

4.计算

1）试算小齿轮分度圆的直径d1t，带入H中较小的值

圆周的速度

v=2.6778m/s

di.｛虹罟（ZhZ^=53.3mm

\dUH

（1）计算圆周的速度V

d1tn1=3.1453.39602.6778（m/s）

601000601000

（2）计算齿宽b

bd=153.3=53.3mm

d1t

（3）计算齿宽和齿高之比。

d

1t=2.665mm

z1

齿高h

2.25m=2.252.665=5.996mm

t

=8.889

5.99625

计算纵向重合度0.318dz1tan0.318120tan14o1.586

（4）计算载荷系数。

根据V=2.678mm/s;7级精度，可查得动载系数k=1.1；

v丿

齿轮kK=1.4;

HF

可得使用系数kA=1;机械设计第八版193页

A

小齿轮相对支承非对称布置时，k=1.31；

H

机械设计第八版196页

由b9.1，k=1.31可得K=1.35

hHF

故载荷系数KKKKK=11.11.41.312.03

AVHH

（5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。

d

K

=53.3

57.701mm

（6）计算模数m。

d

m一1COS=2.799;z

1

5.按齿根弯曲强度设计

弯曲强度的计算公式

2

m3张「罗（丫FaYSa）；机械设计第八版201页IdZlF

（1）确定公式各计算数值

1）计算载荷系数KKKKK=

AV

11.11.41.352.08

2）根据纵向重合度1.586，从图10-28查得螺旋角影

响系数丫0.88。

3）计算当量齿数

Z1

Zv13

COS

21.89

Z2

Zv23

COS

91.95

查取齿形系数。

查得Y2.7

a1

机械设计第八版200页

4）查取应力校正系数。

查表可得丫S1=1.565

Sa1

Y2.22

a2

Sa2

=1.785

机械设计第八版200页

丫FaYsa

F

计算大，小齿轮的

YY

—Fa1Sa1=0.0139

F1

并加以比较。

YY

—Fa2Sa2=0.0166

F2

12021.58

关，可取由弯曲强度算得的模数2.09

并就近圆整为标准值

m=2按接触强度计算得的分度圆直径

d1=57.701mm,算

出小齿轮数

d1cos57.701cos140

z127.99

m2

取Zi=28得大齿轮的

小齿轮齿数

Z1=28

大齿轮齿数

Z2=117

齿数Z=4.1928=117.29

2

取整Z2=117

大齿轮的数值大。

5）设计计算。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免了浪费

6.

中心距a=150mm

几何尺寸的计算

（1）计算中心距

（Z1Z2）ma

2cos

149.73mm取整为150mm

（2）修正螺旋角

arccos（ziZ2）m_arccos（28117）2=14o24'

arccos—arccos=1424

2300

因值改变不多，故参数,k,Zh等不必修正。

（3）计算分度圆直径

d=Zim28o2'57.82mm

1coscos1424

d=Z2m117o2,241.6mm

2coscos1424

（4）计算齿轮的宽度

bd157.82=57.82mm取整B=60mm

d1

六.轴的设计与校核

1.主动轴的计算。

（1）选择轴的材料

选取45钢，调制处理，参数如下：

硬度为HBS=220

抗拉强度极限（TB=650MPa

屈服强度极限（Ts=360MPa

弯曲疲劳极限（T-1=270MPa

剪切疲劳极限t-1=155MPa

许用弯应力[（T-1]=60MPa

2.初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知

n广320r/min;p1=3.389（KW）;查表可取

Ao=115；机

械设计第八版370页表15-3

三.轴的机构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

=25

皿=30mm

如图（轴1）,从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。

皿卫=dvii-viii=3

5mm

dv-广40mm

d=41mm

IV-v

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d刑-广40mm

1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d，取d=25

17

mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故

I段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为80

mm现取li=77mm。

带轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d~0.1d,

117取h=2.5mm,贝卩d皿=30mm

轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的右端面间的距离I=25mm故取丨=45mm.

2.。

因为轴主要受径向力的作用，一般情况下受轴向力较

小的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴35mm故轴承

的型号为6207,其尺寸为d35mmD72mm,B=17mm.

所以d皿卞=dvii-viii=35mm

3.取做成齿轮处的轴段V-W的直径dv辱=40mm

1v-w=58mm

取齿轮距箱体壁间距离a—10mm考虑到箱体的铸造误差，

4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁段距离s,

取s—4mm贝卩iivv8mmdv=41mm

dv-W=47mmd-皿=40mm

至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径

（3）轴上零件的轴向定位

齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键（详细的选择见后面的键的选择过程）

（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸

参考课本表15-2,

取轴端倒角为1X45°,各轴肩处的圆角半径R=1.2mm

四.危险截面的强度一主动轴的强度校核

（1）主动轴上的功率R=3.388kw,转矩Ti=100.1N•m转速m=320r/min

（2）计算齿轮受力：

圆周力Ft二2Tl=2X100.1X1000/57.82=3462.4N

d1

径向力FrFttann3462.4Xtan200=1301.1N

coscos14.41

轴向力FaFttan=3462.4Xtan14.41°=889.6N

作主动轴受力简图

L=i1+12=69.5+55.5=125mm

1.求支反力：

7水平支反力：

FhaFhb^34；2^1731.2"

PH!

F卩

-1J

"JJ

垂直支反力

Fr丨2Fa

d1

2=（1301.1X55.5+889.6X57.701/2）/125=7

83N

F比

a

—2=（1301.1X69.5-889.6X57.701/2）/125=51

8.1N2•作弯矩图。

水平弯矩MH图，

MhcFHBl11731.2x69.5=120318.4N•mm

•I

fR1

..“Milllllllll1

1血1111||"：

r1=.一

垂直面弯矩Mv图，

C点左边Mvc=Fva12=78355.5=43456.5N-mm

C点右边MVC=FVB11=518.169.5=36007.95N•mm

1

■IJ\l

'1•r

..irllllllllW\\\1IIl

•Ir

1lllh

3.求合成弯矩M作出合成弯矩图，

C点左边

MC二寸~~MCV120318.4243456.52127925.7N-mm

C点右边

MC

JJ”

.HllllllllllllllIlliIlliIllillllllllllll

.n-.ii

"III,.

IlMlllm

=-

4.轴传递的转矩

T二Ftdi/2=3462.457.701/2=99891.9N•mm

5.危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考

虑，取=0.6.

C点左边

Me'=vMc（T）2=127925.72（0.699891.9）2=141269.9

N•mm

C点右边

Me=JmC（T）2={125590.92（0.699891.9）2=

139159.2N•mm

6.计算危险截面的轴径。

由教材公式14-6

主动轴的轴距

符合要求

d3Me=.141269-9=28.6

\0.1[1b]、0.160

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d30.09mm而该危险截面的轴径为39mm符合要求。

二.从动轴的强度校核

（1）计算齿轮受力：

圆周力Ft=2T2/d2=2000X402.8/241.6=3334.4N

径向力FrFttann3334.4Xtan200=1253N

coscos14.410

轴向力FaFttan=3334.4Xtan14.410=856.7N

作从动轴受力简图

L=l1+l2=69.5+55.5=125mm

—|J

-匚丫—

H11

J.

i—L

T!

*■

1

7-'

F—

Fr

一Fj

T

1.求支反力:

水平支反力:

FHA

Fhb=Ft二3334.4=1667.2N

22

垂直支反力:

FVA

F」2Fa2

L

d2

=（1253x69.5+856.7x241.6/2）/125=1524

.6N

Frll

F归

—2=（1253x55.5-856.7x241.6/2）/125=271.6N

FHi

rHr

fi绡

-4

]Q!

—

2.弯矩图。

水平弯矩Mh图,

mhcfhbi21667.2x55.5=92529.6N•mm

」1•.・TI

dilllllllllII

‘■Mii

IIIlllllll[||inill.

「丨

1一

■

垂直面弯矩Mv图

C点左边:

C点右边:

Mvc=Fva11=1524.669.5=105959.7N

mvc=Fvb12=271.655.5=15073.8N•mm

「illll1

-■-■'i

L-1/,J.fJt\■n1*1

11lllllllllll

4i"0

—

'r—

3.求合成弯矩M作出合成弯矩图,

C点左边：

Mc=,mHcMv：

92529.62105959.72140674N-mm

C点右边:

MCMHCmVc92529.62150738293749.4N•mm

_zCG/z1-i-1I

.illllII1111llllllllllllllrun.

4.轴传递的转矩

T二Ftd2/2=3334.4241.6/2=281995.5N•mm

5.危险截面的当量弯矩。

该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取=06

C点左边

Me'=、.Mc2（T）21406742（0.6281995.5）2=220038.4N•m

mm

C点右边

Me=.MC（T）2=、93749.42（0.6281995.5）2=193433.9N-

Jfi-J.

6.计算危险截面的轴径。

由教材公式14-6

Me

d\0-1[1b

眾。

4=33-22mm

从动轴符合要求。

从动轴的轴距

符合要求

考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d34.88mm

而该危险截面的轴径为39mm符合要求。

第二部分滚动轴承的选择及校核

因为轴主要受径向力的作用，一般情况受轴向较小的作用，故选用深沟球滚动轴承。

一.计算主动轴轴承，

输入轴轴承选择6207。

根据设计条件，轴承的预期寿命为：

16360528800h前面已算得径向负荷Fr=1301.1N,

Fa=889.6N,n1=320r/min

查参考书《机械设计课程设计》表18—3得基本额定动负

荷

动载荷Cr=25.5kN静载荷C°r=15.2kN

B=17mm,D=72mm,d=35mm

Fa/Cor=889.6/（15.2X1000）=0.05852,取e=0.44,Y=1.0

（1）计算当量动负荷Pr

由教材《机械设计基础》中的公式16—4得PrXFrYFa

F=889.6=0.68>e=0.44

Fr1301.1

由表16-11查得X=0.56

所以PrXFrYFa=0.56X1301.1+1.0X889.6=1618.2N

即轴承在Fr=1301.1N和Fa=889.6N作用下的使用寿

命，

相当于在纯径向载荷为1618.2N作用下的使用寿命。

（2）计算轴承寿命

主动轴轴承选

择6207

查教材表16—8各表16—9得：

ft=1,fp=1.1.

对于球轴承，取=3

由参考书2中公式15-5得

106（ftCr

60nfppr

预期寿命为:

5年，两班制。

预期寿命足够

从动轴轴承选

择