一级圆柱齿轮减速器.docx

1、一级圆柱齿轮减速器设计题目：带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器。设计的主要内容：（1） 电动机的选择与运动参数计算； （2） 齿轮传动设计计算 （3） 轴的设计 （4） 滚动轴承的选择 （5） 键和连轴器的选择与校核； （6） 装配图、零件图的绘制 （7） 设计计算说明书的编写（8）选择一主要零件完成数控加工设计（9）对一主要零件进行三维建模说明：（8），（9）为任选题一、 传动方案拟定-二、 电动机的选择-三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比-四、 运动参数及动力参数计算-五、 V带传动设计-六、 齿轮传动设计-七、 轴的设计-八、 滚动轴承的选择及校核计算-九、 键的校核计算-

2、 十、 联轴器的选择-十一、 润滑与密封 -十二、 减速器附件的选择及简要说明-十三、 箱体主要结构尺寸的计算-一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1 总体布局简图1 带传动 2 电动机 3 减速机 4 联轴器 5 转筒 6 传送带2 工作情况： 载荷平稳、单向旋转3 原始数据已知条件 数 据转筒直径D(mm)250传送带牵引力F(KN) 15传送带速度V(m/s) 1使用年限（年） 5二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用Y系列三相异步电动机。2、选择电动机的容量工作机所需功率Pw=工作机的效率w =0.940.96对带式输送机

3、取w =0.94带入上述得： Pw15001/（10000.94） 1.6KW3.确定电动机的功率：电动机输出功率Po=Pw/式中为电动机至滚筒轴的传动装置总效率(1)传动装置的总效率：查表22，取V带传动效率为0.96，滚动轴承（两对）为0.99，齿轮效率为0.97，联轴器效率为0.98由总带轴承齿轮联轴器滚筒0.960.990.990.970.980.90(2)电机所需的工作功率： Po1.77KW因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于Po即可，安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW(3确定电动机的转速滚筒轴工作转速为；nW=60x1000V/(D) =

4、60x1000x1/(x250) =76.39r/min安表2-1推荐的各级传动比范围为：V带传动比范围i=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围:i=3-5,则总传动比范围i=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选范围为：n=inw =(6-20)x76.39 =458.34-1527.8r/min符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速nw=1420r/min(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y100L1-4三相异步电动机，主要参数如

5、下表1-2：型 号额定功率KW转速r/min堵转扭矩额定转矩最大转矩额定转矩Y100L1-42.214202.22.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速 n筒=60x1000V/(D) =60x1000x1/(x250) =76.39r/mini总n电动/n筒1420/76.9318.62、分配各级传动比 i总i齿i带为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取V带传动的传动比i带=4，则齿轮传动比：i齿i总/i带18.6/4=4.65四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电1420r/min) nn电/i带1420/4355(r/min)nn/i齿35

6、5/4.6576.34(r/min)n筒n76.34(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P电Po1.77KWPPo带1.770.961.7KWPPo轴承齿轮1.70.990.971.57KWP筒P轴承联轴器1.570.990.981.52KW3、计算各轴转矩T电9550Po/n电95501.77/1420=11.9NmTI9550P/n95501.7/355=45.73NmT9550P/n95501.57/76.34=196.4NmT筒9550P筒/n筒95501.52/76.34=190.15Nm将上述数据列表如下： 轴名参数 电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)142035576

7、.3476.34功率p(kw)1.771.71.571.52转矩T(Nm)11.945.73196.4190.15传动比i44.651.00效率0.960.960.98五、V带传动设计1、 选择普通V带截型由表15-8得：kA1.2 P电2.2KWPCKAP电1.22.22.64KW据PC2.64KW和n电1420r/min由图15-8得：选用A型V带2、确定小带轮基准直径由表15-8，表15-4，表15-6，取dd1100mm3、 确定大带轮基准直径 dd2i带4100400mm4、验算带速带速V：Vdd1n1/（601000）1001420/（601000）7.43m/s带速太高，离心力增

8、大，使带与带轮间的磨檫力减小，容易打滑，带速太低，传动功率一定时所需的有效拉力过大，也会打滑。一般应使普通V带在525m/s范围内。在525m/s范围内，带速合适5、初定中心距a0 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）得 350a01000取a0700mm6、确定带的基准长LdLd2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a02700+3.14(100+400)+(400-100)/(4700)2217.5mm根据表15-2选取相近的Ld2240mm7、确定实际中心距aaa0+(Ld-L0)/2700+(2240-2217.54)/2722.64mm8、验算小带轮包角1

9、180-57.3(dd2-dd1)/a180-57.3(400-100)/72.64156.2120（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查表15-7得P01.32KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得P00.17KW查表15-10，得K0.93；查1表15-12得KL0.96ZPC/(P1+P1)KKL5.24/(1.32+0.17)0.930.961.98取Z2根10、计算轴上压力由表15-1查得q0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0500（2.5/K-1）+qV500x(2.5/0.93-1)+0.11x5.637.43156.03kN则

10、作用在轴承的压力FQFQ2ZF0sin(1/2)22156.03sin(156.03/2)610.7N11、计算带轮的宽度BB（Z-1）e+2f（2-1）15+2933mm六、齿轮传动设计（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1=

11、载荷系数K 查表13-8 K1.2 转矩TI TI45730Nmm 解除疲劳许用应力H Hlim ZN/SH按齿面硬度中间值查图13-32 Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N60njtn 计算N1603551300165.11x10N2N1/i齿5.11x10/4.651.110查图13-34中曲线1，得 ZN11.05 ZN21.13按一般可靠度要求选取安全系数SH1.0H1Hlim1ZN1/SHmin600x1.05/1630 MpaH2Hlim2ZN2/SHmin550x1.13/1621.5Mpa故得：H=

12、621.5Mpa计算小齿轮分度圆直径d1由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,取 d1.08 ZH2.5由表13-10得ZE189.8将上述参数代入下式d142.68mm取d150mm计算圆周速度VnId1（601000）3553.1450（601000）0.93msV6ms 故取8级精度合适（3）确定主要参数齿数 取Z120 Z2Z1i齿204.6593模数 md1Z150202.5 符合标准模数第一系列分度圆直径d2Z2 m202.550mm d2Z2 m932.5232.5 mm中心距a（d1+ d2）2（50+232.5）2141.25mm齿宽 bdd11.085054mm 取b260m

13、m b1b2+5 mm65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度齿形因数YFs 查图13-30 YFs14.26 YFs23.97 许用弯曲应力F FFlimYN/SF 由图13-31 按齿面硬度中间值得Flim1240Mpa Flim2 220Mpa 由图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YN：YN11 YN21 按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF1 计算得弯曲疲劳许用应力为F1Flim1YN1/SF2401/1240MpaF2 Flim2YN2/SF2201/1220Mpa校核计算 F12KT1YFS1/（b1md1）21.2457304.35/（602.550）63.66Mpa F1F2F1

14、YFS2/YFs163.663.97/4.2657.8MpaF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径dada1 d1+2ha60+565mmda2d2+ ha232.5+5237.5mm 齿全高h h(2 ha*+c*)m(2+0.25)2.55.625 mm 齿根高hf（ha*+c*）m1.252.53.125mm 齿顶高ha ha*m 12.52.5mm 齿根圆直径dfdf1d1-2hf60-6.2553.75mmdf2d2-2hf232.5-6.25226.25mm (6)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。大齿轮的有关尺寸计算如

15、下：轴孔直径d60mm轮毂直径D11.6d601.696mm轮毂长度L1.2d1.26072mm轮缘厚度0(3-4)m7.5-10mm 取010mm轮缘内径D2da2-2h-20237.5-25.62520206.25 mm 取D2 206mm腹板厚度C(0.2-0.3)b12-18mm取C18mm腹板中心孔直径D00.5(D1+D2)0.5(96+216)156mm腹板孔直径d015-25mm 取d020mm齿轮倒角取C2七、轴的设计 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查表19-14可知：b600Mpa,查表19-17可知：b-155Mpa 2、按扭

16、矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dA 查表19-16 A115 则d115mm31.51mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d31.511.0533.09mm 要选联轴器的转矩Tc TcKT1.51964002.9510Nmm (查表20-1 工况系数K1.5) 查附录6选用连轴器型号为YL9考虑联轴器孔径系列标准 故取d38mm 3、轴的结构设计 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，按比例绘制轴系结构草图。（1）联轴器的选择 联轴器的型号为YL9联轴器：38112 （2）

17、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，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）确定各段轴的直径将估算轴d38mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d241mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d345mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d450mm

18、。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d555mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d645mm. (4)选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6209,轴承宽度B19。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L119mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT196.4Nm 齿轮作用力： 圆周力：Ft2000T/d2000196.4/232.51689.46N 径向力：FrFttan201689.46tan20614.96N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB59.5mm（3）

19、计算支承反力 FHAFHBFt/21689.46/2844.37NFVAFVBFr/2614.96/2307.48N由两边对称，知截面的弯矩也对称。截面在水平面弯矩为MHCFHAL/2844.37119200047.52N/m截面在竖直面上弯矩为：MVCFVAL/2307.48119200018.25N/mMC(MHC+MVC)（47.52+18.25)N/m转矩：TT196.4Nm(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取0.6，中间截面处的当量弯矩：MeMC+(T)116.4+(0.6196.4)165.6Nm(9)校核危险截面所需的直径de31.1mm考虑键槽的影响，故应将

20、轴径增大5%de31.11.0532.7mm50mm结论：该轴强度足够。 主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查1表19-14可知：b600Mpa,查1表19-17可知：b55Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为： dA 查表19-16 A115 则d115mm19.4mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即19.41.0520.37mm 选取标准直径d30mm3、轴的结构设计 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，按比例绘制轴系结

21、构草图。（1）确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。 （2）确定各段轴的直径将估算轴d30mm作为外伸端直径d1与带轮相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d235mm，装轴承处d3应大于d2，取d340mm，齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3，取d445mm。齿轮左端直径d5与d4相同，d550mm,左端轴承处轴径d6与右端相等取45mm,d7与右

22、端轴承处轴径相等，d640mm. (4)选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6208,轴承宽度B18。(5）确定轴各段直径和长度由草绘图得段：d130mm 长度L145mmII段:d235mm 长度L250mmIII段：d340mm 长度L328mm段：d445mm 长度L48mm段:d550mm 长度L565mm段:d4=45mm 长度L6=8mm段:d7=40mm 长度L7=28mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L119mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT45.7Nm 小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力： 圆周力：Ft1828N 径

23、向力：Fr665.392N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB59.5mm（3）计算支承反力 水平平面内以B点为支点（FQ离B点为87.5）MB0；-FHA119- Fr59.5-FQ87.50FHA-（Fr59.5+ FQ87.5）119-（665.39259.5+610.787.5）119-377.3NFy0; FHA+Fr+FHB-FQ0FHBFQ-FHAFr610.7+377.3-665.392322.6N竖直平面内FVAFVBFt/21828/2914N在水平面弯矩为MHCFHAL/2-377.3119/200022.45NmMHB-FQ 87.5/1000-610.787.5/

24、1000-53.4Nm由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在竖直面上弯矩为：MVCFVAL/2914119200054.4Nm(6)绘制合弯矩图（如图d）MC(MHC+MVC)（22.45+54.4)58.8NmMB(MHB)-53.4Nm转矩：TT45.7Nm(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取0.6，此轴为此轮轴 截面B处的当量弯矩：MeMC+(T)58.8+(0.645.7)39.8Nm(9)校核危险截面B所需的直径de =19.3mm43.75mm结论：该轴强度足够。 八、滚动轴承的选择及校核计算 (1)根据根据条件，轴承预计寿命Lh103001648000h从

25、动轴上的轴承由初选的轴承的型号为: 6209, 查附表5-1基本额定动载荷Cr21KN 查表19-6 Kp1 两轴承径向反力FVAFVBFt/21689.46/2844.73N PKpFR111689.431689.43NCrP1689.438093NCr 故所选用轴承合适 (2)主动轴上的轴承: 由初选的轴承的型号为:6209 查附表5-1基本额定动载荷Cr29500KN 查表19-6 Kp1 PKpFBR1665.392NCrP665.392=5320NCr 故所选用轴承合适九、键的校核计算（1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键8x40 (GB/T1096-2003)

26、 b=8mm h=7mm L=40mm选择45钢,查表19-11其许用挤压应力p=100-120MPap=4T/dhL =4x45.73x1000/30x7x(40-8) =27.2MPap故所选键联接强度足够。（2）从动轴外伸端d=38mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x105(GB/T1096-2003)b=10mm h=8mm L=105mm选择45钢，其许用挤压应力p=100-120MPap=4T/dhL =4x196.4x1000/38x8x(105-10) =27.2MPap故所选键联接强度足够。（3）与齿轮联接处d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。选键14x53 (GB/T1096-2003)b=14mm h=9mm L=53mm选择45钢，其许用挤压应力p=100-120MPap=4T/dhL =4x169.4x1000/50x9x(53-14) =44.8MPap故所选键联接强度足够。十、联轴器的选择型号公称转矩T(Nm)许用