1、一级圆柱齿轮减速器说明书一级圆柱齿轮减速器说明书(2011-06-05 23:20:10) 转载标签： 教育分类： 转载-非原创 机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计.7五、普通V带的设计.10六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33设计题目：V带单级直齿圆柱齿轮减速器 一、设计课题： 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载
2、荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 题号3运输带拉力F（KN）2.2运输带速度V（m/s）1.7卷筒直径D（mm） 420设计人员(对应学号)3 13 23 33 43设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（号图纸）2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号或号图纸）3. 设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力F=2200N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=420mm；方
3、案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1.电动机 2.V带传动 3.圆柱齿轮减速器4.连轴器 5.滚筒 6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw)由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总
4、效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.96，0.98，0.97，.则：总=0.960.980.970.990.96 =0.83所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(22001.7)/(10000.83) =4.5 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.7)/（2） =77.3 r/min根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian卷筒 =(1624)77
5、.3 =463.81855.2 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72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
6、。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325203453152161781228801041三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/77.3=12.42总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带传动 和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带
7、i=24）因为：iai0i所以：iiai012.42/2.84.44四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：轴：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）轴：n= n/ i1=324.86/4.44=77.22 r/min 卷筒轴：n= n（2）计
8、算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=4.50.96=4.32（KW）轴： P= P12= P23 =4.320.980.97 =4.11（KW）卷筒轴： P= P23= P24 =4.110.980.99=4.07（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95504.5/960=44.77 Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=44.772.80.96=120.33 Nm轴： T= Ti112= Ti124 =120.334.440.980.99=518.34 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =502.90 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的
9、输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=4.320.98=4.23 KWP= P轴承=4.230.98=4.02 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=120.330.98=117.92 NmT = T轴承 =518.340.98=507.97 Nm由指导书的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.98综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴4.544.779
10、602.80.96轴4.324.23120.33117.92342.864.440.95轴4.114.02518.34507.9777.221.000.97卷筒轴4.073.99502.90492.8477.22五. V带的设计（1）选择普通V带型号 由PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW） 根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交 界线处，故A、B型两方案待定： 方案1：取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 d1=100mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8100(1-0.02)=274.4mm 由表9-2取d2=274mm (虽使n2略有
11、减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060）由课本P134表9-5查得KA=1.1由课本P132表9-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm =960100/（100060） =5.024 m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32
12、 mm 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 验算小带轮上的包角11=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（0.95+0.11）0.960.95） = 6.26 故要取7根A型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022 =1
13、44.74 N 由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2) =27242.42sin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取B型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 d1=140mm d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =2.8140(1-0.02)=384.16mm 由表9-2取d2=384mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060） =960140/（100060） =7.03 m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（
14、140+384）a02（140+384） 366.8a01048 初定中心距a0=700 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（140+384）/2+（384-140）2/(4700) =2244.2 mm 由表9-3选用Ld=2244 mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm 验算小带轮上的包角11=180-(d2-d1)57.3/a =180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（2.08+0.3
15、0）1.000.95） = 2.68 故取3根B型V带 计算轴上的压力 由书9-18的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032 =242.42 N 由课本9-19得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =23242.42sin(160.0/2) =1432.42 N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表9-4查得P0=0.95由表9-6查得P0=0.11由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=0.96由课本表9-2得，推荐的B型小带轮基准直径125mm280mm由机械设
16、计书表9-4查得P0=2.08由表9-6查得P0=0.30由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=1.00带轮示意图如下：d0dHLS1斜度1:25SLB 六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=20 ，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90取a=0.3，则d=0.5（i+1）=0.675（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值1 载荷系数 查课本
17、表6-6 取K=1.22 小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=9.551064.23/342.86 =1.18105 Nmm 3 材料弹性影响系数 由课本表6-7 ZE=189.84 区域系数 ZH=2.55 重合度系数t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 Z=6 许用应力 查课本图6-21（a） 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则取两式计算中的较小值，即H=560Mpa于是 d1 = =52.82 mm(4)确定模数 m=d1/Z152.82/20=2.641 取标准模数值 m=3(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核
18、式中 1小轮分度圆直径d1=mZ=320=60mm2齿轮啮合宽度b=dd1 =1.060=60mm3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.954重合度系数Y=0.25+0.75/t =0.25+0.75/1.69=0.69385许用应力 查图6-22（a） Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 查表6-8 ，取SF=1.25则6计算大小齿轮的 并进行比较 取较大值代入公式进行计算 则有=71.86F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算 d1=mZ=320=60 mmd2=mZ1=390=270 mma=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mmb
19、=60 mm b2=60取小齿轮宽度 b1=65 mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460342.86/（601000） =1.08 m/s对照表6-5可知选择8级精度合适。七 轴的设计1， 齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=4.32 KW 转速为n=342.86 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d
20、(3)确定轴各段直径和长度1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f=（3-1）18+28=52 mm 则第一段长度L1=60mm2右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 3右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直
21、径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度取L4= 10mm 5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=66mm，长度为L5=65mm6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm 长度取L6= 10mm 7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=60mm2作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18105 Nmm 3求圆周力：FtFt=2T2/d2=21.18105/6
22、0=1966.67N 4求径向力FrFr=Fttan=1966.67tan200=628.20NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=314.1 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=PA62=60.97 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=19.47 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=59.0 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当
