一级齿轮减速器课程设计说明书.docx

1、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=24；i锯=25；i齿=35. 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）/（1000w） Pd=（Pw）/ Pd=（Fv）/（1000wn） 由电动机至工作机之间的总效率为 w=1223456 求中1，2，3，4, 5,6分别为带传动，齿轮传动，联轴器，卷通轴的轴

2、承及卷筒的效率。 查表得：1=0.96；2=0.99；3=0.97；4=0.97；5=0.98, 6=0.96 则w=0.960.990.990.970.970.980.96=0.83 Pd=（Fv）/（1000w）=（23001.5）/（10000.83）=4.16KW3） 确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为w=（601000V）/（D）=（6010001.3）/（400）=71.6r/min 又V带的传动比在i带=24，单环齿轮传动比i齿=35，则合理传动比在: I=i1i2=620. I=（Nd）/（N） Nd=IN=（620）71.6r/min Nd=429.61432r/min 查表

3、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24，齿轮35i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1Y160M2-85.575072010.0

4、633.352Y132M2-65.5100096013.413.354 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）HDABDDEFGD132153.453152161781238801041 二.计算带传动装置的运动和动力参

5、数 1.各轴转速轴 N=（Nm）/Io=（960）/（3.35）r/min=286.57r/min轴 N=（Nm）/Ii=（286.57）/（4）r/min=71.64r/min 卷筒轴 Nw=N=71.64r/min2.各轴的输入功率 轴 P=Pd01=4.160.96RW=3.99KW 轴 P=PI12= PI23=3.990.990.97KW=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 轴 T=TdioN01=Tdio1=41.383.350.96N/m=133.1N/m 轴 T

6、=Ti112=Ti123=133.140.990.097N/m=511.26N/m 卷筒轴 T2= T24=511.260.990.97N/m=490.97N/m 运动和动参数的计算结果如下表：参数电动机轴轴轴卷筒轴转速960286.5771.6471.64输入功率4.163.993.833.68输入转矩41.38133.1511.26470.97传动比3.3541效率0.960.960.96确定计算功率PC 由于表8.85查表得 KA=1.3 由式C8.12得:PC=KAP=1.35.5KW=7.5KW 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

7、通V带. 确定带轮基准直径dd1，dd2 根据表8.6和图8.13选取dd1，140dmin=125mm，打带轮基准直径为： dd2=（N1）/(N2)dd1=3.35140=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 验算带速V V=（dd1N1）/(601000)=(140960)/(601000)m/s=7m/s 带速在525m/s范围内. .确定带的基准长度Ld和实际中心距a 0.7（dd1+dd2）a02（dd

8、1+dd2） 0.7（140+450）a02（140+459） 413a01180 则按结构设计要求初定中心距u0=1000mm由式（8.15）得： L0=2a0+（）/（2）（dd1+dd2）+（dd2-dd1）（dd2-dd1）/（4a0） =21000+（）(140+450)/(2)+(450-140)(450-140)/(41000)=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 aa0+（Ld-L0）/（2）=（1000+（2950.32-2800）/（2）mm=925mm 校验小带轮包角a1 由上式（8.17）得a1=180-（d

9、d1-dd2）/（a）57.3=180-（450-140）/（1075）57.3=160120确定V带根数Z由式（8.18）得Z（PC）/（P0+AP0）kakl根据dd1=140mm n1=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P0为P0=Kbn11-（1）/（ki 由表8.18查得K6=2:64940.001根据传动比i=3.21查表8.19得Ki=1.1373，则P0=2.64940.0019601-（1）/（1.1375）Kw=0.31Kw 由表8.4

10、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)0.951.05=2.97根 取整得Z=3根 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+qvv =（5007.15）/（37）（2.5）/（0.95）-1+0.1777=286.1N 由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为 FQ=2F0Zsin（a1）/（2） =2286.13sin（160.85）/（2）N=1692.6N 设计结

11、果 选用3根B2800GB/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217169NBS，大齿轮选用45钢正火，硬度为169217NBS，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 RQ3.26.3m.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

12、值，确定有关参数与系数： 转距T1=133.11m 载荷系数K 查表10.11即K=1.1 齿数Z，和齿宽系数d 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d=1. 许用接触应为H 由图10.24查得Him1=560mpa，GHim2=530mpa 由表10.10查得Sh=1 N1=60njLh=60286.571C5522451=536000000 N2=（N1）/(i)=134000000 查图10.27得 ZnT1=1.03 ZnT2=1.12 由式（10.13）可得 GH1=（ZnT1GHim1）/（SH）=

13、（1.03560）/（1）=576.8mpa GH2=（ZnT2GHim2）/（SH）=（1.12560）/（1）=598.9mpa 故d176.43KT1(U+1)/(duGHGH)=62.2mmm=（d1）/（2）=2.5mm 由表10.3取标准值m=2.5mm 3） 主要尺寸计算 d1=mZ1=2.525=62.5mm d2=mZ2=2.5100=250mm b=4dd1=162.5=62.5mm 经圆整后取b2=65mmb1=b2+5=65+5=70mmd=（1）/（2）m（Z1+Z2）=（1）/（2）2.5（25+100）mm=156.25mm4） 按齿根弯曲疲劳强度校验 由式（10

14、.24）得出F，如FF则校验合格 确定有关系数参数 齿形系数YF 查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18 应力修正系数YS 查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80 许用弯曲应力F 由图10.25查得F1ml=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F=（Ynt1F1ml）/（SF）=（210）/（1.3）=162mpa F2=（Ynt2GH1ml）/（SF）=（190）/（1.3）=146mpa 故F1=118.7mpaF1=162mpa F2=110.3mpaF2=14

15、6mpa 根据弯曲强度校验合格5）验算齿轮的圆周速度V V=（d1n1）/（601000）=（62.5286.51）/（601000）=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

16、14.4查得强度极限B=650mpa，再由表14.2得许用弯曲应力H=60mpa2） 按扭转强度估算轴径 根据表14.1得C=107118，又由式（14.2）得 40.34d44.49mm 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41.646.7mm，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. 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，

17、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. 确定各轴段的直径 如图所示。轴段直径最小，d1=45mm，考虑到要对安装在轴段上的联轴段上的联轴器进行定位，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2为50mm，用相同的方法确定轴段的直径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. 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

18、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510mm，键槽的宽度按轴段直径手册得到. 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画出轴的变力图（图14.2/b）作水平内的变距图，支点反力为：FHA=FNB=（Ft）/（2）=（409

19、0）/（2）=2045N -截面处的弯距为：MH=2045（128）/（2）N/mm=120655N/mm -截面处的弯距为：MH=204535N/m=59305N/mm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-截面左侧弯矩为：M右=M左=FVA（l）/（2）=744.3（118）/（2）N/mm=43913.1N/mm-截面右侧弯矩为：M=FVB29=21584.7N/mm作右成弯矩图（图14.2/e） M=（MH+MV）-截面： M左=45540.

20、4N/mm M右=45540.4N/mm-截面： M=63110.9N/mm作转矩图（图14.21/f）T=9.551000000（q）/（n）=510559.7N/mm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-截面： Me=309702.4N/mm -截面： Me=312769.3N/mm确定危险截面及校核强度 由图14.21可以看出截面-，-所受扭矩相同，单弯矩MeMe， 且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面，但每个轴径d3d2，故也应对截面-进行校核.-截面： Ge=（Me）/（W）=（309702.4）/（0.1555555）mpa=18.6mpa-截面：

21、 Ge=（Me）/（W）=（312769.3）/（0.1505050）=25mpa 查表14.2得1h=60mpa，满足01b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(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510mm，工作时单向运转，轴承采用深沟球轴承. 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

22、钢经调制处理，由表14.4查得强度极限B=650mpa，再由表14.2得许用弯曲应力b=60mpa 按扭转强度估算轴径 根据表14.1得C=107118，又由式（14.2）得 25.68mmd28.32mm 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26.4J29.736，由设计手册取标准直径d1=30mm.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jy=125250mpa轴：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

23、160，由键长应小于510，则键长l=60mmjy=（4T）/(dhl)=(4511.26N/M)/(459.60mm)=84mpa 由表14.6得jyjy 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=45180，由键长应小于轮毂宽度510mm，则键长l=56mm Gjy=(4T)/(dhl)=（4511.26N/m）/（551056mm）=64.4mpa轴： 材料选择：选择刚性材料jy=125150mpa1 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=28140，由于轴段长度l=68mm，所

24、以键长l=60mm.jy=（4133.1N/m）/(40860mm)=27.7mpa七.轴承的选择轴选用深沟球轴承，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=1.1744.3=818.73N2） 计算所需的径向额定动载荷值 C=(6071.640

25、.0306)（P）/（f1）=4163.7N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=1.1775.1=852.61 C=(60286.50.0306)（P）/（f1）=6207N查手册得选用深沟球轴承62.10合适 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=16 m=54-12-16=26 C=-9，C1=20,C2=18八.轴承盖的设定轴盖d3=7m d0=d3+1=8m D0=D+2.5d3=80+17.5=97.5 D2=D0+2.5d3=115 e=1.2d3=8.4 e1e8.4轴盖d3=7m d0=8m D0=D

26、+2.57=62+17.5=79.5 D2=D0+2.5d3=79.5+17.5=97 e=1.2d3=8.4 e1e8.4 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 12箱盖壁厚1 12箱盖凸缘厚度b1 13.5 箱座凸缘厚度 b 13.5箱座底凸缘厚b2 22.5地角螺钉直径 d1 17.625 地角螺钉数目 n 4轴承旁链接螺栓直径 d1 13.21875盖与座链接螺栓直径 d2 8.812510.575链接螺栓d2的间距 l 150200轴承端盖螺钉直径 d3 7.058.8125检查孔盖螺钉直径 d4 5.28757.05定位销直径 d 6.168758.46d1d2d3至外箱壁距离 C1 35d1d2至凸缘边缘距离 C2 12 轴承旁凸台半径 R1 12外箱壁至轴承座端面的距离 l1 56齿轮顶圆与内箱壁间的距离1 10.8齿轮端面与内箱壁间的距离2 12箱盖，箱座肋厚度m1，m m1=7.65,m=7.65轴承端盖外径D2 130轴承旁链接螺栓距离 S 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