(最新整理)一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书

1、(完整)一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书(完整)一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书 编辑整理：尊敬的读者朋友们：这里是精品文档编辑中心，本文档内容是由我和我的同事精心编辑整理后发布的，发布之前我们对文中内容进行仔细校对，但是难免会有疏漏的地方，但是任然希望（(完整)一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书）的内容能够给您的工作和学习带来便利。同时也真诚的希望收到您的建议和反馈，这将是我们进步的源泉，前进的动力。本文可编辑可修改，如果觉得对您有帮助请收藏以便随时查阅，最后祝您生活愉快 业绩进步，以下为(完整)一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书的全部内容。一级带式圆柱齿

2、轮减速箱课程设计及计算说明书目录一、传动方案的分析和拟定.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。12七、传动轴的设计.17八、箱体的设计。.。.25九、键连接的设计27十、滚动轴承的设计27十一、润滑和密封的设计28十二、联轴器的设计29十三、设计小结。.29十四、参考资料。.。30 设计题目：一级带式圆柱齿轮减速箱课程设计及计算说明书机械系：*设计者：*学 号:*指导教师：* 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两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室

3、内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220v/380v).运输带允许速度误差： 5 原始数据 题号a9运输带拉力f（kn）2.8运输带速度v（m/s)0.8卷筒直径d（mm) 335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（号图纸）3. 设计计算说明书一份(设计说明书约25页，a4纸，小四号字,1。5倍行距,具体的要求按毕业设计的要求). 一、传动方案拟定 1、该方案的设计任务是用于带式运输机的转动装置2、工作条件:使用年限10年，每年工作300天，工作为两班工作制，载荷平稳，环境有轻度粉尘,电压为三相交流电（2

4、20/380v）.3、原始数据：滚筒圆周力f=2800n；带速v=0.8m/s；滚筒直径d=335mm； 方案拟定：采用带传动和齿轮传动的组合，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.(传动系统简图如下所示)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：因为y系列三相异步电动机，该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。 故选择y系列三相异步电动

5、机。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效率为:总=25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1=0.96，20.98,30。97，40。99。5=0.96 则总=0.960。9820。970。990.96 =0.85所以:电机所需的工作功率：pd= fv/1000总 =（28000.8）/（10000。85) =2。64（kw) 3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000v/（d） =(6010000.8）/

6、（335) =45.6r/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 =(624）45.6 =273。61094.4 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。55.322y132m2-65.5

7、1000960800150012。422.84.443y160m285。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。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

8、/n卷筒=960/45.621 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 i=24）因为：iai0i所以：iiai021/2.87。5 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

9、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=43。31 r/min 卷筒轴：n= n(2）计算各轴的功率：轴： p=pd01 =pd1=2。640。96=2.53（kw）轴: p= p12= p23 =2.530。980.97 =2.41（kw）卷筒轴: p= p23= p24 =2。410.980.99=2。33(kw)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： td=9550pd/nm=95502.64/960 =26。26 nm轴： t= tdi00

10、1= tdi01 =26。262.80。96=70。59 nm 轴： t= ti112= ti124 =70。594.440。980。99=304。08nm卷筒轴输入轴转矩:t = t24 =295.02 nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：p=p轴承= 2。530.98=2.48 kwp= p轴承= 2。410。98=2.36kw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=70。590.98=69.18 nmt = t轴承 =304。080.98=298.00 nm由指导书的表1得到：1=0.962=0.983=0。9

11、74=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2。6426。269602.80。96轴2。532。4869。1870。59342。864。440。95轴2.412。36298。00304.0843。311。000.97卷筒轴2.332。29289.06295。0243.31 五. v带的设计 (1）选择普通v带型号 由pc=kap=1。13=3.3( kw) 根据课本得知其交点在a、b型交界线处，故a、b型两方案待定： 初取

12、a型v带 确定带轮的基准直径，并验算带速: 则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1） =2。8100（10.02）=274.4mm 由表取d2=274mm (虽使n2略有减少,但其误差小于5%，故允许) 带速验算： v=n1d1/（100060）由课本表87查得ka=1.1 由课本查表得，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

13、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 mm 由书本可选用ld=1400 mm的实际中心距 a=a0+(ld-l0）/2=500+(14001602。32）/2=398。84 mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1）57.3/a =180-(274100)57.3/398。84=155。01120 合适 确定带的根数 z=pc/（p0+p0）klk） =3。3/（0.95+0.11）0。960。95） = 3.42 故要取4根a型v带 计

14、算轴上的压力 计算单根v带的初拉力的最小值（f0）min 由书本表83得a型带的单位长度质量为q=0.1kg 故：f0=500pc(2。5k）/zkv+q v2 143n 计算压轴力f最小值 fmin=2zf0sin（/2） =24143sin(155.01/2）=1073n 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。a：选直齿轮圆柱齿轮传动b：运输机为一般工作机器，v不高，故选择7级精度c:材料选择。由书本表10-1,选择小齿轮材料为40cr调质， 硬度为280hbs，大齿轮选材料为45号钢调质，齿面硬度为250hbs。（2）、初选主要参数 z1=24 ，u=4

15、。44 z2=z1u=244.44=106。56 取d=1 由书本图10-19取接触疲劳寿命系数 =0。90；=0.95.（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 载荷系数 查书本查表取k=1。2 小齿轮转矩t1=9。55106p/n1=9。551062.48/342.86 =6.910 nmm 材料弹性影响系数 由课本得 ze=189。8许用应力 查课本图取 取失效概率为1,安全系数s=1,由式（1012）得 =0。90600=540mpa =0.95550=522.5mpa 取两式计算中的较小值,即h=522.5mpa于是 d1 = =69.4 mm（4）

16、由书本式10-13计算应力循环次数 （5） 计算圆周速度v （6） 计算齿宽b mm （7） 计算齿轮宽和齿轮高之比 模数 齿高 （8） 计算载荷系数 据v=3.49，七级精度,由图108查得 动载荷系数 直齿轮 由表10-2查得使用系数 由表10-4用插值法查七级精度，小齿轮相对 支承对称布置时， 由， ， 查图10-13得 故载荷系数 （9） 按实际的载荷系数校对所算得的分度园直径， 由式（10-10a)得: （10） 计算模数 取m=4（11） 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为: 1 确定公式内的各计算数值 查10-2c图得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮弯曲疲劳强度极限2 由10

17、-18图取弯曲疲劳寿命系数 kn1=0.85 kn2=0.90 弯曲疲劳的最小安全系数s ：按一般可靠性要求，取s =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 f1= kn1/s=5000.85/1=425mpa f2= kn2/s =3800。90/1=342mpa 计算大小齿轮的载荷系数 由表10-5得 计算大、小齿轮的并加以比较 = = 得大齿轮数值较大3 设计计算 4 由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳度所决定的承载能力，仅和齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数5。3mm，并就近圆整为标准值 m=1.5mm 按接触强度算得的分度圆直径mm 取算出小齿轮齿数 大

18、齿轮齿数 这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑,避免浪费。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=2。53kw 转速为n=342。86 r/min根据课本公式，并查表知可取=112d（3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段,由于带轮和轴通过键联接,则轴应该增加5%，取d1=25mm，又带轮的宽度b=（z-1）e+2f =

19、（41）15+29=63 mm 则第一段长度l1=70mm右起第二段直径取d2=30mm (满足h0。07）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，取端盖的外端面和带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度l2=70mm 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=357217,那么该段的直径为d3=40mm，长度为l3=20mm右起第四段,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d4=55mm，长度取l4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为79mm，分度圆直

20、径为75mm，齿轮的宽度为75mm,则，此段的直径为d5=78mm,长度为l5=73mm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=55mm 长度取l6= 10mm 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 小齿轮分度圆直径：d1=75mm作用在齿轮上的转矩为:t1 =6.910 nmm 求圆周力：ftft=2t1/d1=26。9104/75=1840n 求径向力frfr=fttan=1840tan200=669.7nft，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

21、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 =920 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=334.9n（6）画弯矩图 右起第四段剖面c处的弯矩： 水平面的弯矩：mc=ra62= nm 垂直面的弯矩:mc1= mc2=ra62=nm 合成弯矩: (7）画转矩图： t= ftd1/2=69.0 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处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面c处当量弯矩最大,而其直径和相邻段相差不大,所以剖面c为危险截面.已知mec2=8

22、0。8nm ,由课本有：-1=60mpa 则：e= mec2/w= mec2/（0.1d43)=80.81000/(0.1483)=7。3nm-1右起第一段d处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= md/w= md/（0。1d13）=41。41000/(0.1253）=2.65nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：(1) 输出轴的设计计算(2) 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 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 （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=2。41

23、kw 转速为n=43.31 r/min根据课本取=112d（3）确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键联接,则轴应该增加5，取45mm，根据计算转矩tc=kat=1.1304.08=334。49nm,查标准gb/t 50142003,选用lxz2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm，轴段长l1=82mm右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求,该段的直径取52mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为l2=74mm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

24、用6211型轴承,其尺寸为ddb=5510021，那么该段的直径为55mm,长度为l3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮和轴用键联接，直径要增加5，大齿轮的分度圆直径为330mm，则第四段的直径取60mm，齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为l4=73mm右起第五段,考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩,取轴肩的直径为d5=66mm ,长度取l5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d6=55mm，长度l6=21mm(4）求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=330mm作用在齿轮上的转矩为:t2 =6.910 nmm 求圆周力：ftft=2t2/

25、d2=26.910 /330=418.2n 求径向力frfr=fttan=418。2tan200=135.88nft，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 =209.1 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=67。94 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=ra62=13。0nm 垂直面的弯矩:mc1= mc2=ra62=4。21nm 合成弯矩: (7）画转矩图： t= ftd2/2=69 nm （8）画当量弯矩图

26、 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处的当量弯矩： (9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面c处当量弯矩最大，而其直径和相邻段相差不大，所以剖面c为危险截面.已知mec2=43.6nm ，由书本有:-1=60mpa 则：e= mec2/w= mec2/（0.1d43）=43。61000/(0.1603）=12。11 nm1右起第一段d处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= md/w= md/（0。1d13)=41。41000/（0。1453)=4.54nm-1 所以确定的尺寸是安全的 . 以上计算所需的图如下：d1=45mml1=82mmd2=52m

27、ml2=54mmd3=55mml3=36mmd4=60mml4=58mmd5=66mml5=10mmd6=55mml6=21mmft=418。2nmfr=135。88nmra=rb=209。1nmra=rb=67.94 nmc=13nmmc1= mc2=4.21 nmmc1=mc2=13.67nmt=69nm=0.6mec2=43。6nm-1=60mpamd=41.4nm八箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减

28、速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3）油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热,使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏.所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖和机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖

29、螺钉，将便于调整.(6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联结后,镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些.如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置.（7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙.有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9）密封装置 在伸出轴和端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用.箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b

30、 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖和机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离c126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离c224, 16轴承旁凸台半径r124， 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆和内机壁距离112齿轮端面和内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ，m27， 7轴承端盖外径d290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离s

31、尽量靠近,以md1和md2互不干涉为准，一般s=d2 九键联接设计1输入轴和大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=25mm,l1=70mm查手册得，选用c型平键，得：a键 87 gb1096-79 l=l1b=508=42mmt=44。77nm h=7mm根据书本得p=4 t/(dhl）=444。771000/（25742) =24.36mpa r (110mpa）2、输出轴和齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mm l3=58mm t=298nm查手册p51 选用a型平键键1811 gb1096-79l=l3b=6018=42mm h=11mmp=4t/（dhl)=4518.341000/（601142)=74.80mpa p (110mpa） 十滚动轴承设计 根据条件，轴承预计寿命 lh=1030016=48000小时 1.输入轴的轴承设计计算(1）初步计算当量动载荷p 因该轴承在此工作条件下只受到fr径向力作用，所以p=fr=669。7n（2)求轴承应有的径向基本额定载荷值 (3）选择轴承型号