1、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：
2、n= 1 2 3 4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 =0.96 0.99 0.99 0.97 0.98 0.96=0.86电动机所需要的功率：p负=FV/1000=3.04 （KWP= p 负 / n- 3.04 =3.53KW、 0.86pg电动机效率4 84.5% 3.38 p负（符合条件）2.滚筒的转速计算nw=nw 60 1000v 60 10006=76.4r/min滚筒的转速：3
3、.14 D 3.14 400带传动的传动比围为i 1 2,4;机械设计142页n w=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
4、 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=4.195.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/ i 1=960/3=320 r/min;II轴:n2= n1/4.19=76.4; r/mi n滚筒轴：n3= n 2=76.4 r/mi n7.计算各轴的功率I轴：P1=P 1=3.53 0.96=3.3888(Kw);I轴 P2= P1 2 3=3.3888 0.99 0.97=3.25(Kw);滚筒轴的输入功率：P3= P2 4 2=3.25 0.98 0.99=3
5、.15(Kw)8.电动机选用：Y112M1-6 型i1 =3，i2=4.19n1 =320 r/mi nn 2 =76.4; r/minn 3=76.4 r/min计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T i=9550 P/n=9550 3.53/960=35.12K N mI轴的转矩 T2= Ti ii 1 2 =35.12 3 0.960.99=100.1 KN mH 轴的转矩 T3 = T2 i2 23 = 100.1 4.19 0.99 0.97=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 = Ka P =1.2 4=4.8Ka-
6、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=315mm3.验算带的速度v dd 丁二3,14 100 960 =5.02m/s 机械设计 157 页60 1000 60 10005.02m/s 25m/s V 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) ao2(ddi+dd2)，初步确定中心矩机
7、械设计第八版152页 a =500mmo5.计算带所需的基准长度：Ldo 2ao (ddi dd2)/2 (dd2 ddi) /4a2 500 3.14 （ 100+315）/2+ （ 315-100）2/4 500 =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=563mma a (L d L J/2=500 (1800 1674.7) / 2=563mm机械设计第八版158页验算小带轮上的包角11 1800 (dd2 dd1)57.30/a= 158.12。90。7.确定带的根数ZZ= Pca 机械设计第八版158页
8、（P。 Wk ki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：k 0.949,查表 8 2 得：r 1.01 ,贝卩 Z = Pca =4.8/（0.96+0.12）0.949（P。 p）k kl1.01=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=84F 0 500 Pca (2.5 1) qv2 机械设计 158 页厂0 VZ k v查表 8-3 得 q=0.10 (kg/m)贝S F0 500 4.8 (- 1) 0.
9、10 5.022 157.5N5.02 5 0.9499.计算作用在轴上的压轴力F p 2zFsin( 1/2) 2 5 157.5sin(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(GB 10095-88);(3).选择材料。由表10-1可选择小齿轮的材料为45Gr
10、(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=20 4.19=84,(5)选取螺旋角。初选螺旋角 =14o2.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 y d u h选用载荷系数K =1.6t计算小齿轮传递的转矩T 95.5 105R/n 1 1.011345 1 05Ngmm由表10-7选定齿轮的齿宽系数 1 ;机械设计第八版d205页1 由表10-6查得材料的弹性影响系数 Ze = 189.8 MPa 2由图10-21
11、d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=550MPa3.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,得：Kh 1 -=540 MPaKHNS lim2 =522.5 Mpa机械设计第八版205页由图10-30选取区域系数z h =2.433图 10-26 得a10.74, a2 0.84,则a1 a2 1.58J 540 522.5 MPa 531.25MPa2 24.计算1)试算小齿轮分度圆的直径d 1t，带入 H中较小的值圆周的速度v=2.6778m/sdi. 虹罟(ZhZ =53.3mm d U H(1)计算圆周的速
12、度Vd 1t n 1 = 3.14 53.3 960 2.6778(m/s)60 1000 60 1000(2)计算齿宽bb d =1 53.3=53.3mmd 1t(3)计算齿宽和齿高之比。d1t =2.665 mmz 1齿高h2.25m =2.25 2.665=5.996 mmt=8.8895.99625计算纵向重合度 0.318 dz1tan 0.318 1 20 tan 14o 1.586(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 k K =1.4;H F可得使用系数k A=1;机械设计第八版193页A小齿轮相对支承非对称布置时
13、，k =1.31 ；H机械设计第八版196页由 b 9.1，k =1.31 可得 K =1.35h H F故载荷系数 K K K K K =1 1.1 1.4 1.31 2.03A V H H(5)按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。dK= 53.357.701mm（6 ）计算模数m。dm 一1 COS =2.799 ; z15.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式2m 3张罗（丫 FaYSa）；机械设计第八版201页 I dZl F（1）确定公式各计算数值1） 计算载荷系数 KKKK K =A V1 1.1 1.4 1.35 2.082） 根据纵向重合度 1.586，从图10-28查得
14、螺旋角影响系数丫 0.88。3） 计算当量齿数Z1Z v1 3COS21.89Z2Z v2 3COS91.95查取齿形系数。查得 Y 2.7a1机械设计第八版200页4）查取应力校正系数。查表可得丫 S1= 1.565Sa1Y 2.22a2Sa2= 1.785机械设计第八版200页丫 Fa YsaF计算大，小齿轮的Y YFa1 Sa1 =0.0139F 1并加以比较。Y YFa2 Sa2 =0.0166F 21 202 1.58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d 1 =57.701 mm,算出小齿轮数d 1 cos 57.701cos1
15、40z 1 27.99m 2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 =4.19 28=117.292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(Z1 Z2)m a 2cos149.73 mm 取整为 150mm(2)修正螺旋角arccos(zi Z2)m_ arccos(28 117) 2 =14o24arc cos arccos =14 242 300因 值改变不多，故参数 ,k ,Zh等不必修正。(
16、3)计算分度圆直径d = Zim 28 o2 57.82 mm1cos cos14 24d = Z2m 117 o2 , 241.6mm2cos cos14 24(4)计算齿轮的宽度b d 1 57.82=57.82 mm 取整 B=60mmd 1六.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(T B= 650MPa屈服强度极限(T s= 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=60MPa2.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 32
17、0 r/min; p 1 =3.389(KW);查表可取A o=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 =35mmd v-广40mmd =41mmIV -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40 mm1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径 d ，取d =251 7mm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80mm 现取 li= 77mm。带轮的右端采用轴
18、肩定位，轴肩的高度h 0.07d 0.1d ,1 1 7 取 h=2.5 mm,贝卩 d 皿=30mm轴承端盖的总宽度为20 mm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 =25 mm故取丨=45 mm.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d 35mm D 72mm, B=17mm.所以 d 皿卞=dvii-viii =35mm3.取做成齿轮处的轴段V-W的直径d v辱=40mm1 v-w =58mm取齿轮距箱体壁间距离a10mm考虑到箱体的铸造误差
19、，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 iivv 8mm d v =41mmdv - W =47mm d -皿=40 mm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=3.388 kw,转矩Ti=100.1 N m 转速 m =320r/min(2)计算齿轮受力：圆周力 Ft二 2Tl=2X 100.1 X
20、1000/57.82=3462.4Nd1径向力 Fr Fttan n 3462.4 X tan200 =1301.1Ncos cos14.41轴向力 Fa Ft tan =3462.4 X tan 14.41 =889.6N作主动轴受力简图L=i 1 + 12 =69.5+55.5=125mm1.求支反力：7水平支反力：Fha Fhb34；21731.2PH!F卩- 1 JJ J 垂直支反力Fr 丨2 Fad12 =(1301.1 X 55.5+889.6 X 57.701/2)/125=783NF比a2 =(1301.1 X 69.5-889.6 X 57.701/2)/125=518.1N
21、 2作弯矩图。水平弯矩M H图，M hc FHBl1 1731.2 x 69.5=120318.4N mm If R 1.“Milllllllll 11 血1111|：r 1 =.一垂直面弯矩Mv图，C点左边 M vc = Fva 12 =783 55.5=43456.5N - mmC点右边 M VC = FVB11 =518.1 69.5=36007.95N mm1I J l,1 r.irllllllll W 1 II l I r1 lllh3.求合成弯矩M作出合成弯矩图，C点左边MC 二寸 MC V120318.42 43456.52 127925.7N - mmC点右边MC e=0.44Fr 1301.1由表16-11查得X=0.56所以 Pr XFr YFa =0.56 X 1301.1+1.0 X 889.6=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169得：ft=1, fp=1.1.对于球轴承，取 =3由参考书2中公式15-5得10 6 ( f t C r60 n f p p r预期寿命为:5 年，两班制 。 预期寿命足够从动轴轴承选择
