单级减速器课程设计完美2.docx

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单级减速器课程设计完美2

昆明理工大学

课程设计说明书

课程名称：

机械设计/原理

题目名称：

单级圆柱齿轮减速器

学院：

姓名：

学号：

班级：

指导老师：

1设计任务书4

2传动装置总体设计方案

2.1拟定传动方案4

3电动机的选择计算

3.1所需电动机的输出功率5

3.1.1工作机的功率5

3.1.2传动装置的总效率5

3.1.3所需电动机的输出功率5

3.2选择电动机的转速5

3.2.1计算传动滚筒的转速5

3.2.2选择电动机的转速6

3.3选择电动机的型号6

4传动装置的运动和动力参数计算

4.1分配传动比6

4.1.1总传动比6

4.1.2各级传动比的分配6

4.2各轴功率、转速和转矩的计算7

5传动零件的设计计算

5.1V带传动的设计8

5.2圆柱齿轮传动的设计计算12

6轴的设计计算

6.1高速轴传动轴的设计17

6.2低速轴传动轴的设计21

7滚动轴承的选择及其寿命计算

7.1高速轴轴承的计算25

7.2低速轴轴承的计算26

8键联接的选择和验算

8.1电动机与小带轮的键联接28

8.2大带轮与高速轴轴伸的键联接28

8.3低速轴轴伸与联轴器的键联接29

8.4大齿轮与低速轴的键联接29

8.5小齿轮与低速轴的键联接30

9联轴器的选择30

10其他零部件的设计计算

10.1箱体31

10.2检查孔及其盖板33

10.3通气器33

10.4轴承盖和密封装置33

10.5轴承挡油盘34

10.6定位销34

10.7起箱螺钉34

10.8油面指示器34

10.9放油螺钉34

10.10油杯35

10.11起吊装置35

11润滑与密封

11.1减速器齿轮传动润滑油的选择35

11.2减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择35

11.3轴承密封装置的选择35

12维护与注意事项36

13设计小结36

14参考资料37

1、设计任务书

题目A:

设计用于带式运输机的传动装置。

数据：

运输带工作压力F=1500N运输带工作速度V=1.7m/s,卷筒直径D=280mm

工作条件：

二班制，连续单向运转。

载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与卷筒及支承间，包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已在F中考虑）。

使用期限：

十年。

大修期三年。

生产批量：

10台。

生产条件：

中等规模机械厂，可加工7――8级精度齿轮。

动力来源：

电力，三相交流（220/380V）。

运输带速度允许误差：

土5%

设计工作量：

1.减速器装配图1张。

2.零件图1张——3张。

3.设计说明书1份。

2、传动装置总体设计方案

采用单级圆柱齿轮减速器

计算及说明

结果

3电动机的选择

3.1所需电动机的输出功率

3.1.1工作机的功率

传动滚筒所需的有效功率FW-Fv一1500「了―2.55（KW）

Pw=2.55

10001000

KW

3.1.2传动装置的总效率

传动装置的总效率耳=匕小22

确定各部分的效率如下：

（1）联轴器的效率：

3=0.99

（2）一堆滚动滚子轴承的效率：

n2=0.98

（3）闭式齿轮传动的效率：

耳3=0.98

（暂定齿轮精度为7级，稀油润滑）

（4）V带传动的效率：

4=0.95

（5）传动滚筒的效率：

n5=0.96

传动总效率：

耳=0.99x0.982x0.98x0.95x0.96=0.8672

□=0.8672

3.1.3所需电动机的输出功率

所需电动机的功率R=巴=空乞=2.94（KW）

n0.8672

按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，

Pr=2.94

电压380V,丫系列。

根据丫电动机功率，可选Y100L2-4型，或Y132M-8

KW

额定功率均为3KVy均满足Pg>Pr要求

3.2选择电动机的转速

3.2.1计算传动滚筒的转速

nw=76.42

传动滚筒的工作转速nw-60v-601.7-115.96（r/min）兀D0.35兀

（r/min）

322选择电动机的转速

现以同步转速为70r/min和1500r/min两种方案进行比较

万案号

电动机号

额定功

率/KW

同步转速

/（r/min）

满载转速

/（r/min）

电动机质量

/kg

总传动比

1

Y132M-

8

3

750

710

80

12.57

2

Y100L2

-4

3

1500

1430

34

12.57

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器

传动比，可见第2方案比较适合。

此选定电动机型号为Y100L2-4

3.3选择电动机的型号

额定功率

Po/KW

3

外伸轴直径

D/mm

28j6

满载转速

n0/（r/min）

1430

外伸轴长度

E/mm

60

额定扭矩N/m

2.2

外伸轴键槽宽

度F/mm

8

电动机中心距

H/mm

0

100-0.5

外伸轴键槽深

度G-D/mm

7

选用Y100L2-4型三相异步电动机的数据和安装尺寸

4传动装置的运动和动力参数计算

4.1.1总传动比

选定电动机的满载转速n。

=1430r/min，

总传动比i=n0=1430=1233入115.96

4.1.2各级传动比的分配

选定V带的传动比h=3，则减速器的传动比i2=丄=12.334.11

i13

Y112M-6

型电动机

Y100L2-4

型电动机

i=12.33

h=3

i2=4.11

计算及说明

结果

4.2各轴功率、转速和转矩的计算

（1）0轴：

电动机轴

Po=2.94

F0=P「=2.94KW

n0=1430

n0=1430r/min

To=19.63

Pc294

T0—95500—9550汉.-19.63N

n01430

（2）1轴：

减速器高速轴

动力从0轴到1轴经历了V带传动和一对滚动轴承，估发生两次损耗

叫=0.95x0.98=0.931

P=p°宀=2.94x0.931=2.737KW

n01430

R=2.737

m=——==476r/min

i13

6=476.66

P12.737

「=54.91

T=9550丄=9550汉=54.91N・m

n1476.66

（3）2轴：

减速器低速轴

动力从1轴到2轴经历了1轴上的一对滚动轴承和一对齿轮传动

叫2=0.98x0.98=0.9604

P2=2.63

R=P/伐=2.737x0.9604=2.6286KW

n2=115.81

压一ih一476-H5.81r/min

T2=221.16

i24.11

T2=9550Pl=9550x26282=221.16N*m

n2115.81

（4）3轴传动滚筒轴

动力从2轴到3轴经历了2轴上一对滚动轴承和联轴器

^23=0.99汉0.98=0.9702

R=P2・"23=2.63^0.9702=2.55KW

P3=2.55

m=115.81

n2115.81一lc,/.

n3=.==115.81r/min

i011

T3=211

T3=9550氏=9550汇童工=211N・m

n3115.81

计算及说明

运动和动力参数计算结果整理于表:

轴序号

功率P/KW

转速n/（r/min）

转矩T/（N.m）

0

2.94

1430

19.63

1

2.73

476.66

54.91

2

2.63

115.81

221.16

3

2.55

115.81

211.29

传动形式与传动比汇总

传动形式

传动比

效率耳

联轴器

1

0.97

齿轮传动

4.11

0.96

V带传动

3

0.95

5传动零件的设计计算

5.1V带传动的设计

已知：

电动机的功率P=3KW，转速n°=1430r/min，减速器输入轴转速

山=476r/min，允许误差土5%连续单向运转，载荷平稳，室内工作,有粉尘，一班制。

1、确定计算功率Peao

由表5-4查得工作情况系数KA=1.1，故

Pea=KAP=1.1x3kW=3.3kW

2、选择V带的带型。

根据Pea、m由图5-9选用A型

3、确定带轮的基准直径dd，并验算带速vo

1）初选小带轮的基准直径dd1。

由表5-3和表5-5，取小带轮的基

结果

Pca=3.3kW

dd1=95

准直径dd1=95mm>dmin=75

计算及说明

结果

2）验算带速V。

按式（5-17）验算带的速度

V=7.11

兀ddini兀汉95汉1430_...

v-d11==7.11m/s

60x100060X000

因为5m/s

3）计算大带轮的基准直径dd2，根据式（5-5）;

dd2=n1•d1•（1-&）/n2=i。

•d1•（1-£）

=3X95X（1-0.02）=279.3mm

根据表5-7，圆整为dd2=280mm

dd2=280

4确定V带的中心距a和基准长度Ld。

1）根据式（5-2）,初定中心距a°=500mm

0.7（dd1+dd2）空0兰2（dd1+dd2）

262.5mm

初定a0=400mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度

._丄71.,丄」、丄（dd2—dd1）

Ld。

+（dd1+dd2）+

24a。

兀（280—95）2

—[2X00中"95+280）+]mm

24^400

止1410.44mm

由表5-2选带的基准长度Ld=1430mm

3）按式（5-22）计算实际中心距a

丄Ld—Ld0丄1430—1410

a俺a0+—（400+）止410mm

22

中心距的变化范围为

amin=a-0.015Ld=388

amax=a*0.03Ld=452

a=410

388mm

计算及说明

结果

5、根据式（8-7）验算小带轮上的包角«1

457.3◎57.34

%“80（dd2dd1）"80（28095）"54>90

a410

a1=154

6计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率Pr

由ddi=95mr和n°=1430r/min，查表P°=1.07kW

根据n0=143Or/min，i=3和A型带，查表AP°=0.17kW

查表5-6得Ka=0.93，表5-7得Kl=0.96，于是

Pr=（P0+AP0）・Ka・Kl=[（1.07+0.17）X0.93x0.96]kW=1.107kW

2）计算V带的根数z

z_Pca_3.3-2.9取3根

Pr1.107

z=3

7、计算单根V带的初拉力的最少值（F°）min

由表5-1得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以由式（5-25）得

/l\"c（2.5—Ka）FCa丄2

（F0）min-500八a'ca+qv

KaZV

（2.5—0.93）汉3.32

=[500八丿+0.1x（7.11）]N

0.93><3汇7.11

"35.65N

（F0）min

应使带的实际初拉力F0A（F0）min

=135.65N

8、计算压轴力Fp

根据式（5-26）压轴力的最少值为

（FP）min=2z（F0）minsin乞=[2咒3咒135.65>^n^5》]N=791.41N

FP=791.4

22

5.2圆柱齿轮传动的设计计算

（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。

所设计齿轮传动属于闭式传动。

z1=21

z2=88

通常小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为210HBS大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为180HBS齿轮精度初选8级

由二Hminl=560MPa,；「Hmin2=540MPa,sH=1.1得

[（THl]=（THliml/sH=560/1.1Mpa=509.1Mpa

[Th2|=THlim2/sh=540/1.1Mpa=490.9Mpa

由二Fmin1=180MPa,6min2=170MPa,Sf=1.3

[tF1]=tFlim1/Sf=180/1.3Mpa=138Mpa

[tF2]=tFlim2/Sf=170/1.3Mpa=131Mpa

（2）按齿面接触强度进行设计

设齿轮按8级精度制作，去载荷系数K=1.2,齿宽系数书a=0.4T1=9.55X106XP/n1=9.55X106x2.73/476.66

书a=0.4

=5.46x104N•mm

T1=9.55x106xP/n2=2.16x104N•mm

2

335

■JthB

4/x2

c丄…1.2汉5.46"04'335〕

=（4.18+1）3

\4.185.4J490.9]丿

=136.62mm

取乙=21,则Z2=uz1=4.18x21=87.78,取乙=88。

故实际传动比i=Z2/Z1=88/21=4.19

2a

模数m=Z—Z

Z1Z2

查表5-1取m=3mm

2_136.62

2188

二2.51

mm

m/rr、3

确定中心距a=二（乙十乙）=—x（21+88）=163.5mm

22

齿宽b=书aXa=0.4XI63.5=65.4取b=66mm,bi=70mm

（4）弯曲疲劳强度计算：

查图5-26得

Yfi=2.87,Yf2=2.27,Kt=1.2

4

2汉1.2沃5.6110汇287

65余32沃21

=31.26Mpa<[crF1]

2.27

升2=升1丫尸2/YF131.2628724.72Mpa<^F2]，

故符合强度要求。

齿轮的圆周速度

V=nUn1/（60X1000）

=3.14X3X21X484.75/60000

=1.60m/s

故选用8精度是合适的

（5）几何尺寸计算

中心距:

a=163.5mm模数:

m=3mm齿数：

Z1=21Z2=88

分度圆直径：

d1=63mmd2=264mm

齿顶圆直径：

da1=3X（21+2）=69mmda2=3X（88+2）=270mm

齿根圆直径：

df1=3X（21-2.5）=55.5mm

df1=3X（88—2.5）=256.5mm

齿宽：

b1=70mmb=66mm

Kt=1.2

6轴的设计计算

6.1高速轴传动轴的设计

1.输出轴上的功率R=2.73KW，转速小=476.66r/min和转矩

T|=54.91N*m

2.求作用在齿轮上的力

因为已知小齿轮的分度圆直径d^63mm

Fr=Fttan〉=1743tan20=635N

3.初步确定轴的最少直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，取

A。

=113。

dmin=21・6

dmin=（15%）A03巴=1.05113s'-27321.6mm，圆整为22mm

5.476.66

输出轴的最小直径显然是安装大带轮处

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

计算及说明

结果

1）.为了满足大带轮的轴向定位要求，1段左端需制出一轴肩，轴

肩高度h>0.07d，故取h=1.5mm故取2段的直径

dt=22mm

d2=di+2h=22+2".5=25mm；右端用轴端挡圈定位，且大带轮

L1=80mm

与轴配合，所以1段得长度L^80mm

d2=25mm

2）.第3段的直径d3=d2+2h=25+2x1.5=28mm，初步选择滚

动轴承.按照工作要求并根据d^28mm，查手册选取深沟球轴承

6006,其尺寸为dxDxB=30mmx55mmx13mm，故第三段的直径改为

d3=30mm,d=30mmL7=13mm而为轴向定位左边的轴承，取de=34mm,

d3士7JOmm

Le=5mm0

3）.取安装齿轮处的轴的直径dq-35mm；齿轮的右端与右轴承

L7=13mm

之间米用套筒疋位。

已知齿轮轮毂的跨度为70mm为了使套筒端面可

靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取L4=68。

齿轮的左端采

d6=34mm

用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，故取h=2.5mm，则轴环处的

d4=35mm

直径d5=40mm。

轴环宽度b^1.4h，取Ls=5mm

L4=68mm

4）.轴承端盖的总宽度为35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而

d5=40mm

定）。

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

外端面与半联轴器右端面间的距离1=18mm，故L2=53o

L5=5mm

5）.取齿轮距箱体内壁的距离a=11mm,考虑到箱体的铸造误差，

在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取s-11mm,已

L2=53mm

知滚动轴承宽度B=13mm，贝U

L3=B+s+a=13+11+1仁35mm

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

L3=35mm

d1

22mm

l1

80mm

d2

25mm

〔2

53mm

d3

30mm

〔3

35mm

d4

35mm

14

68mm

d5

40mm

15

5mm

d6

34mm

〔6

5mm

d7

30mm

17

13mm

由上述轴各段长度可算得两轴承跨距L=113mm

按弯矩复合强度计算

1求齿轮分度圆直径：

已知di=63mm

2求转矩：

「=5.41104N.mm

3求圆周力：

Ft=2T〃d1=108200/63=1717.46N

4求径向力Fr

Fr=Fttana=1717.46xtan200=625.11N

5因为该轴两轴承对称，所以：

L=50.5mm

LB=62.5mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

L6二5mm

轴承支反力：

Fay=Fby=625.11/2=312.55N

Faz=Fbz=F”2=858.73N

截面C在垂直面弯矩为

Mci=FAyLa=312.55X50.5=15783.76N•mm

Mc2=FByLb=312.55X62.5=19534.38N・mm取最大的值MC2=19534.38N・mm

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

M'c1=FazLa=858.73X50.5=43365.87N•mm

M'cfFbzLb=858.73X62.5=53670.63N•mm取最大的值MC2=53670.63N•mm

（4）绘制合弯矩图（如图d）

Mc=：

Mc22Mc22=（19534.382+53670.632）0.S=53570.63N.mm

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T1=9.55X106XP/m=

=5.46X104N•mm

绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=0.6，截面C处的当量弯矩：

Me=Mi+（c（T=53570.63^（0.6^54600代"=62793.55N.mm

（7）校核危险截面C的强度由式

362793.55\0.160

二22mm

d4二35mm>22mm

•••该轴强度足够

计算及说明

结果

载荷

水平面H垂直面V

支反力F

Fay=Fby=F"2=312.55NFaz=Fbz=F”2=858.73N

弯矩M

MC2=53670.63N•mmMCf19534.38N•mm

总弯矩

M=J19534.382+53670632=53670.63N•mm

扭矩T

T|=54100N*mm

6.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的强度。

根

据式（15-5）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动

循环变应力，取a=0.6

，轴的计算应力

3232

w/_bh（d-b）=hx35―仞8"35-10）=3494.9575

°ca=23.95

322d

322x35

PM：

+0Ti）2

<59226-85^（0.^54100）2

:

~厶OIVIIU

caw

3494.95

之前已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得

［「］=60MPa。

因此▽

ca£戸斗］，故安全。

6.2低速轴的计算

1.输出轴上的功率R=2.63KW，转速m=115.82r/min和转矩

£=221.16“

2.求作用在齿轮上的力

因为已知小齿轮的分度圆直径d2=264mm

Ft

Fn

1675「.=1782N

cosrcos20

3.初步确定轴的最少直径，选用45#调质，硬度217~255HBS

，取A。

=112o

4.轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

计算及说明

结果

1）.输出轴的最小直径显