一级齿轮减速器课程设计说明书.docx

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一级齿轮减速器课程设计说明书

一.确定工作机输出效率P.

各级传动对应符号范围：

i带=2～4；i锯=2～5；i齿=3～5.

i带＜i锯＜i齿

1）选择电动机类型

按已知的工作要求和条件，选用Y型挡封闭器型三相异步电机。

2）选择电动机功率

原始数据：

输送带工作拉力F=2300N

输送带工作速度V=1.5m/s

滚筒直径D=400mm

每日工作时间T=24h

传动工作车限a=5

工作机所需的电动机输出功率

Pw=（Fv）/（1000μw）Pd=（Pw）/μPd=（Fv）/（1000μwn）

由电动机至工作机之间的总效率为

ξ×ξw=ξ1×ξ2×ξ2×ξ3×ξ4×ξ5×ξ6

求中ξ1，ξ2，ξ3，ξ4,ξ5,ξ6分别为带传动，齿轮传动，联轴器，卷通轴的轴承及卷筒的效率。

∴查表得：

ξ1=0.96；ξ2=0.99；ξ3=0.97；ξ4=0.97；ξ5=0.98,ξ6=0.96

则ξ×ξw=0.96×0.99×0.99×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83

∴Pd=（Fv）/（1000ξ×ξw）=（2300×1.5）/（1000×0.83）=4.16KW

3）确定电动机转速

卷筒轴的工作转速为

Лw=（60×1000V）/（ΠD）=（60×1000×1.3）/（Π×400）=71.6r/min

又∵V带的传动比在i带=2～4，单环齿轮传动比i齿=3～5，则合理传动比在:

I=i1×i2=6～20.

I=（Nd）/（Nπ）Nd=I×Nπ=（6～20）×71.6r/min

Nd=429.6～1432r/min

查表得：

符合这一范围的有同步转速有1000r/min，750r/min.

4）计算机总传动比和分配传动比.

由选定电动机的满载转速Nm和I工作机主动轴的转速Nw,可得传动装置的总传动比为

（1）i1=（Nm）/（Nw）=（720）/（71.6）=10.06

√i1=3.17

由于带的传动比在2～4，齿轮3～5

∴i带=3,i齿=3.35

（2）i2=（Nm）/（Nw）=（960）/（71.6）=13.41

√i2=3.66

∴i带=3.35，i齿=4

由以上数据建立下表：

方案

电动机型号

额定功率P/KW

电动机转速（r/min）

同步转速，满载转速

传动装置的传动比

总比

带

齿轮

Y160M2-8

5.5

750

720

10.06

3.35

Y132M2-6

5.5

1000

960

13.41

3.35

综合考虑电动机和传动装置的尺寸，速量以及带传动和减速器的传动比，比较两个方案可知:

方案1电动机转速低，外廊尺寸及速量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸大，因此选Y132M2-6，所选电动机的额定功率Ped=4KW，满载转速Nm=960r/min，传动装置结构较紧凑。

所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示:

中心高h

外形尺寸

安装尺寸

地脚螺栓直径

轴伸尺寸

装键尺寸

L×（AL/2+AD）×HD

A×B

D×E

F×GD

132

15×3.45×315

216×178

38×80

10×41

二.计算带传动装置的运动和动力参数

1.各轴转速

Ⅰ轴NⅠ=（Nm）/Io=（960）/（3.35）r/min=286.57r/min

Ⅱ轴NⅡ=（Nm）/Ii=（286.57）/（4）r/min=71.64r/min

卷筒轴Nw=NⅡ=71.64r/min

2.各轴的输入功率

Ⅰ轴PⅠ=Pd×ξ01=4.16×0.96RW=3.99KW

Ⅱ轴PⅡ=PI×ξ12=PI×Л2×Л3=3.99×0.99×0.97KW=3.83KW

3.各轴输入转矩

由计算电动机轴的输出转矩Td

Td=9550×（Pd）/（Nm）

=9550×（4.16）/（960）N/m

=41.38N/m

Ⅰ轴TⅠ=Td×io×N01

=Td×io×Л1

=41.38×3.35×0.96N/m

=133.1N/m

Ⅱ轴TⅡ=TⅠ×i1×Л12

=TⅠ×i1×Л2×Л3

=133.1×4×0.99×0.097N/m

=511.26N/m

卷筒轴T2=TⅡ×ξ2×ξ4

=511.26×0.99×0.97N/m

=490.97N/m

运动和动参数的计算结果如下表：

参数

电动机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

转速

960

286.57

71.64

输入功率

4.16

3.99

3.83

3.68

输入转矩

41.38

133.1

511.26

470.97

传动比

3.35

效率

0.96

①确定计算功率PC

由于表8.85查表得KA=1.3由式C8.12得:

PC=KA×P=1.3×5.5KW=7.5KW

②选取高通V带型号

根据PC=7.15KW，N1=960r/min。

由图8.12选用B型普通V带.

③确定带轮基准直径dd1，dd2

根据表8.6和图8.13选取dd1，140﹥dmin=125mm，打带轮基准直径为：

dd2=（N1）/（N2）dd1=3.35×140=469mm

按表8.3选取标准值dd2=450，则实际传动比i从动轮的实际转速分别为

i=（dd2）/（dd1）=（450）/（140）=3.21

N2=（N1）/（i）=（960）/（3.21）=299:

1r/min

④验算带速V

V=（πdd1N1）/（60×1000）=（π×140×960）/（60×1000）m/s=7m/s

带速在5～25m/s范围内.

⑤.确定带的基准长度Ld和实际中心距a

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（140+450）≤a0≤2（140+459）

413≤a0≤1180

则按结构设计要求初定中心距u0=1000mm由式（8.15）得：

L0=2a0+（π）/

（2）（dd1+dd2）+（dd2-dd1）（dd2-dd1）/（4a0）

=2×1000+（π）（140+450）/

（2）+（450-140）（450-140）/（4×1000）=2950.32mm

由表8.4选取基准长度Ld=2800mm

由上式（8.16）得实际中心距a为

a≈a0+（Ld-L0）/

（2）=（1000+（2950.32-2800）/

（2））mm=925mm

⑥校验小带轮包角a1

由上式（8.17）得

a1=180-（dd1-dd2）/（a）×57.3=180-（450-140）/（1075）×57.3=160＞120

⑦确定V带根数Z

由式（8.18）得Z≥（PC）/（P0+AP0）kakl

根据dd1=140mmn1=960r/min查表8.10用内插法得：

P0=1.82+（2.13-1.82）（960-800）/（980-800）=2.1KM

∴P0=2.1KM

由式（8.11）得功率增量ΔP0为

ΔP0=Kbn1﹝1-

（1）/（ki﹞

由表8.18查得K6=2:

6494×0.001

根据传动比i=3.21查表8.19得Ki=1.1373，则

ΔP0=﹛2.6494×0.001×960﹝1-

（1）/（1.1375）﹞﹜Kw=0.31Kw

由表8.4查得带长度修正系数Ki=1.05,由8.11图查得包角系数Ka=0.95

Z=（7.15）/﹝（2.1+0.31）×0.95×1.05﹞=2.97根

取整得Z=3根

⑧求初垃圾F0及带轮轴上的压力FQ

由表8.6查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为：

F0=﹝（500pc）/（2V）﹞×﹝（2.5）/（KQ）-1﹞+qv×v

=﹝（500×7.15）/（3×7）﹞×﹝（2.5）/（0.95）-1﹞+0.17×7×7=286.1N

由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为

FQ=2F0×Z×sin（a1）/

（2）

=2×286.1×3sin（160.85）/

（2）N=1692.6N

⑨设计结果

选用3根B—2800GB/1544-89V带，中心距a=925mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=450mm，轴上压力FQ=1692.6N

三.设计一单及直齿圆的齿轮减速器中的齿轮传动：

已知传动功率P=3.99kw，电动机驱动，小齿轮转速n=286.57r/min，传动比i=4，单向运转，三班倒工作。

1）选择齿轮材料及精度等级

小齿轮选用45钢调质，硬度为217～169NBS，大齿轮选用45钢正火，硬度为169～217NBS，因为是普通减速器，由表10.21选用8级精度，要求齿面粗糙度

RQ≤3.2～6.3μm.

2）按齿面接触疲劳强度设计

因两齿轮为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值，确定有关参数与系数：

⑴转距T1=133.11m

⑵载荷系数K

查表10.11即K=1.1

⑶齿数Z，和齿宽系数ψd

小齿轮的齿数Z1取为2.5，则大齿轮的齿数Z2=100，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由10.20选取ψd=1.

⑷许用接触应为[σH]

由图10.24查得σHim1=560mpa，GHim2=530mpa

由表10.10查得Sh=1

N1=60njLh=60×286.57×1×C5×52×24×51=536000000

N2=（N1）/（i）=134000000

查图10.27得

ZnT1=1.03ZnT2=1.12

由式（10.13）可得

[GH]1=（ZnT1GHim1）/（SH）=（1.03×560）/

（1）=576.8mpa

[GH]2=（ZnT2GHim2）/（SH）=（1.12×560）/

（1）=598.9mpa

故d1≥76.43√[KT1（U+1）]/（ψduGHGH）=62.2mm

m=（d1）/

（2）=2.5mm

由表10.3取标准值m=2.5mm

3）主要尺寸计算

d1=mZ1=2.5×25=62.5mm

d2=mZ2=2.5×100=250mm

b=4dd1=1×62.5=62.5mm

经圆整后取b2=65mm

b1=b2+5=65+5=70mm

（1）/

（2）m（Z1+Z2）=

（1）/

（2）×2.5（25+100）mm=156.25mm

4）按齿根弯曲疲劳强度校验

由式（10.24）得出σF，如σF≤[σF]则校验合格

确定有关系数参数

⑴齿形系数YF

查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18

⑵应力修正系数YS

查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80

⑶许用弯曲应力[σF]

由图10.25查得σF1ml=210mpa，6F2ml=190mpa

由表10.10查得SF=103

由图10.26查得Ynt1=1，Ynt2=1

由式（10.14）可得[σF]=（Ynt1σF1ml）/（SF）=（210）/（1.3）=162mpa

[σF2]=（Ynt2GH1ml）/（SF）=（190）/（1.3）=146mpa

故σF1=118.7mpa﹤[σF]1=162mpa

σF2=110.3mpa﹤[σF]2=146mpa

根据弯曲强度校验合格

5）验算齿轮的圆周速度V

V=（лd1n1）/（60×1000）=（л×62.5×286.51）/（60×1000）=0.94m/s

由表10.22可知，选取8级精度是合适的

6）几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图

四.设计所示直齿齿圆锥齿轮减速器的从动轴.

已知传递功率P=3.83kw，从动轴轮的转速n=71.64r/min，分度圆直径d=250mm，圆周力Fi=4090N，几何力Fr=1488.6N.齿轮宽度为60mm，工作时单何运转，轴承采用深沟球轴承.

1）选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质质量，由表14.4查得强度极限σB=650mpa，再由表14.2得许用弯曲应力[σH]=60mpa

2）按扭转强度估算轴径

根据表14.1得C=107～118，又由式（14.2）得

40.34≤d≤44.49mm

考虑到轴的最小直径处需安装联轴器，会有键槽，故将直径加大3%～5%为41.6～46.7mm，由设计手册取标准直径d1=45mm.

3）设计轴的结构并绘制结构草图

由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外端安装联轴器.

⑴确定轴上零件的位置和固定方式

要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式.参考图14.8确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴环固定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的周何用轴环固定，轴何采用过盈配合固定.

⑵确定各轴段的直径

如图所示。

轴段①直径最小，d1=45mm，考虑到要对安装在轴段①上的联轴段上的联轴器进行定位，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d2为50mm，用相同的方法确定轴段③④的直径d3=55mm，d4=65mm，为了便于拆卸左轴承，可查出6010型滚动轴承的安装高度为3.5mm，取d5=56mm.

⑶确定各轴段的长度

齿轮轮毂宽度为65mm，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应用略短与齿轮轮毂宽度，取为63mm，为保证齿轮断面与箱体内壁相碰，齿轮断面与箱体内壁应留有一定的间距，取该间距为15mm，为保证轴承安装箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm），并考虑轴承的润滑，取轴承断面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴端④的长度取为21mm，轴承支点距离L=123mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，去l=75mm，查阅有关的联轴器手册去l为84mm，在轴段①③上分别加工出键槽，是的键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽的宽度按轴段直径手册得到.

⑷选定轴的结构细节，如圆角，倒角，退刀槽等尺寸.

按设计结果画出轴的结构草图（见图14.2/a）

4）按变扭合成强度校验轴径

⒈画出轴的变力图（图14.2/b）

⒉作水平内的变距图，支点反力为：

FHA=FNB=（Ft）/

（2）=（4090）/

（2）=2045N

Ⅰ-Ⅰ截面处的弯距为：

MHⅠ=2045×（128）/

（2）N/mm=120655N/mm

Ⅱ-Ⅱ截面处的弯距为：

MHⅡ=204Ⅵ5×35N/m=59305N/mm

⒊作垂面内的弯矩图（图14.2/d）

支点反力为：

FVA=（Fr2）/

（2）=（1488.6N）/

（2）=744.3N

FVB=Fr2-FVA=（1488.6-744.3）N=744.3N

Ⅰ-Ⅰ截面左侧弯矩为：

MⅥ右=MⅥ左=FVA×（l）/

（2）=744.3×（118）/

（2）N/mm=43913.1N/mm

Ⅰ-Ⅰ截面右侧弯矩为：

MⅦ=FVB×29=21584.7N/mm

⒋作右成弯矩图（图14.2/e）

M=√（MH+MV）

Ⅰ-Ⅰ截面：

MⅠ左=45540.4N/mm

MⅠ右=45540.4N/mm

Ⅱ-Ⅱ截面：

MⅡ=63110.9N/mm

⒌作转矩图（图14.21/f）

T=9.55×1000000（q）/（n）=510559.7N/mm

⒍求当量弯矩

因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动环变化修正系数为0.6

Ⅰ-Ⅰ截面：

MeⅠ=309702.4N/mm

Ⅱ-Ⅱ截面：

MeⅡ=312769.3N/mm

⒎确定危险截面及校核强度

由图14.21可以看出截面Ⅰ-Ⅰ，Ⅱ-Ⅱ所受扭矩相同，单弯矩MeⅠ﹥MeⅡ，

且轴上还有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面，但每个轴径d3﹥d2，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.

Ⅰ-Ⅰ截面：

GeⅠ=（MeⅠ）/（W）=（309702.4）/（0.1×55×55×55）mpa=18.6mpa

Ⅱ-Ⅱ截面：

GeⅡ=（MeⅡ）/（W）=（312769.3）/（0.1×50×50×50）=25mpa

查表14.2得[σ1h]=60mpa，满足σ0≤[σ1b]的条件，故设计的周有足够的强度，并有一定量.

5）修正轴的结构

因轴的强度不大，此轴不必再作修改

6）绘制轴的零件图

五.设计直齿圆柱齿轮减速器的主动轴（Ⅰ轴）.

已知传递功率P=3.99kw，从动轮的转速n=286.57r/min，分度圆直径d=62.5mm，圆周力F1=4159.2N，径向力Fr=1550.2N齿轮轮毂宽度为5～10mm，工作时单向运转，轴承采用深沟球轴承.

①选择轴的材料，确定许用应力

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊需求，故选用45钢经调制处理，由表14.4查得强度极限σB=650mpa，再由表14.2得许用弯曲应力[σb]=60mpa

②按扭转强度估算轴径

根据表14.1得C=107～118，又由式（14.2）得

25.68mm≤d≤28.32mm

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26.4J～29.736，由设计手册取标准直径d1=30mm.

③设计轴的结构并绘制结构草图

由于设计师单环减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧.

六.键的设计

选择刚性材料[σjy]=125～250mpa

Ⅱ轴：

①轴段的直径是45mm，轴段长度为70mm，由表14.5得

键宽b=14,键高h=9，键长l=36～160，由键长应小于5～10，则键长l=60mm

σjy=（4T）/（dhl）=（4×511.26N/M）/（45×9.60mm）=84mpa

由表14.6得σjy＜[σjy]

③轴段的直径是55mm，轴段的长度为63

由表14.5得

键宽b=16，键高h=10，键长l=45～180，由键长应小于轮毂宽度5～10mm，则键长l=56mm

Gjy=（4T）/（dhl）=（4×511.26N/m）/（55×10×56mm）=64.4mpa

Ⅰ轴：

材料选择：

选择刚性材料[σjy]=125～150mpa

1段轴直径长度40mm，轴段长度68mm

则由表14.5得键宽b=12mm，键高h=8mm，键长l=28～140，由于轴段长度l=68mm，所以键长l=60mm.

σjy=（4×133.1N/m）/（40×8×60mm）=27.7mpa

七.轴承的选择

Ⅱ轴选用深沟球轴承，一直轴的直径为50mm，转速n=71.64r/min，轴承所受径向力744.3N，工作温度正常，要求轴承预其铸合力[Lh]=30600N,选择轴承型号.

1）求当量动载荷P

根据式（15.1）得P=fp（XFr+YFa）

查表15.12得fp=1.1，式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据

（Fa）/（Cor）值查取，Cor是轴承的径向额定静载荷，根据表15.13暂取

（Fa）/（Cor）=0

∴P=1.1×744.3=818.73N

2）计算所需的径向额定动载荷值

C=（60×71.64×0.0306）（P）/（f1）=4163.7N

Ⅰ轴确定深沟球轴承型号

已知轴的直径是35mm，径向载荷775.1N

P=1.1×775.1=852.61

C=（60×286.5×0.0306）（P）/（f1）=6207N

查手册得选用深沟球轴承62.10合适

Ⅱ轴轴承距箱高距离L=-9+20+18+7=54

轴承内端面距内壁距离取12

T=16m=54-12-16=26

C=-9，C1=20,C2=18

八.轴承盖的设定

Ⅱ轴盖d3=7md0=d3+1=8mD0=D+2.5d3=80+17.5=97.5

D2=D0+2.5d3=115e=1.2d3=8.4

e1≥e≥8.4

Ⅰ轴盖d3=7md0=8mD0=D+2.5×7=62+17.5=79.5

D2=D0+2.5d3=79.5+17.5=97e=1.2d3=8.4

e1≥e≥8.4

九.箱体的主要尺寸

名称

符号

减速器型式，尺寸的关系/mm

圆锥齿轮减速器

箱座壁厚

箱盖壁厚

δ1

箱盖凸缘厚度

13.5

箱座凸缘厚度

13.5

箱座底凸缘厚

22.5

地角螺钉直径

17.625

地角螺钉数目

轴承旁链接螺栓直径

13.21875

盖与座链接螺栓直径

8.8125～10.575

链接螺栓d2的间距

150～200

轴承端盖螺钉直径

7.05～8.8125

检查孔盖螺钉直径

5.2875～7.05

定位销直径

6.16875～8.46

d1d2d3至外箱壁距离

d1d2至凸缘边缘距离

轴承旁凸台半径

外箱壁至轴承座端面的距离

齿轮顶圆与内箱壁间的距离

Δ1

10.8

齿轮端面与内箱壁间的距离

Δ2

箱盖，箱座肋厚度

m1，m

m1=7.65,m=7.65

轴承端盖外径

130

轴承旁链接螺栓距离

130

十.滚动轴承的润滑

1）润滑

滚动轴承：

选择脂润滑.

齿轮：

选择寖油润滑.

2）密封

轴承透盖：

毛毡密封.

十一.参考文献

《机械设计基础》主编：

陈立德

《机械设计基础课程设计指导书》主编：

陈立德副主编：

牛玉丽

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