1_4119344_一级圆柱齿轮减速器课程设计要点

1、目录设计任务书 2传动方案的分析 3电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 6带传动计算 8齿轮传动计算： 10轴的计算（低速轴） 13滚动轴承的设计与计算 20键连接的选择计算 21联轴器的选择 23箱体 23密封和润滑的设计 26小结281 1_.4三、课程设计要求:1. D带传动 2. 电动机 3.圆柱齿轮减速器4.联轴器 5. 输送带 6. 滚筒参数数值输送带工作拉力F/ N1900输送带工作速度V/ (m/ s)1.6滚筒直径D/mm400每日工作时数T/h24转动工作年限/a5注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍。输送带速度允许误差为土 5%四、课程设计工

2、作量3结果1. 设计说明书一份2. 减速器装配图一张3. 零件工作图13张计算及说明一、 传动方案的分析采用一级圆柱直齿轮闭式传动及带传动的布局，带传动平稳 、能缓吸振、过载保护，但是承载能力低，故带传动易布局 在高速级。此传动装置具有结构紧凑、效率高、成本低、使 用维护方便等优点。5相关计算公式 均引自课程 设计指导书一级圆柱齿轮减速器的结构简图传动比一般小于5,使用直齿，斜齿或人字齿齿轮，传 递功率可达数千瓦，功率较高，工艺简单，精度易于保 证，一般工厂均能制造，应用广泛，轴线可做水平布置、 上下布置或铅垂布置。电动机的选择结果电动机已标准化、系列化，应按照工作的要求，根据选择的传动方案选

3、择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录 中查处其型号尺寸。计算及说明(1) 选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用 Y系列全封闭笼 型之三相异步电动机。(2) 选择电动机功率为Pd=Pw/ nPw=Fv/1000 n所以 Pd=Fv/(1000nw n)注：Pd为电动机输出功率Pw为工作机所需输入功率n为电动机至工作机主要端之间的总效率n为工作机的效率F为工作机的作用阻力v为工作卷筒的线速度有电动机至工作机之间的总效率为：2n nw= nn n4 n5 n$n=0.96 n=0.99n=0.97 n=0.97n=0.98 n=0.96注：、n、n、n、n、n、n为带传动、齿轮传动的轴承

4、、齿轮 传动、联轴器、卷筒的轴承及卷筒的效率。查表(2.3)得：n=0.96 n=0.99 邛=0.97 n=0.97 n=0.98 n=0.969n - n=0.96 迥.992 0.97 &97 迥.98 &96=0.83所以 Pd二Fv/1000 nw 尸(1900 1.6”(1000 0.83)=3.66kw(3) 确定电动机转速计算及说明卷筒轴的工作转速为：nw=(60x 1000v)/(二 D)n=76.4r/min=(60 10000 1.6)/(3.14 400)r/min =76.4r/mi n按推荐的合理传动比范围，取 V带传动比ii =24,单级 齿轮传动比i2 =35,

5、则合理总传动比的范围为i / =620, 故电动机转速的可选范围为n d=i / w=(620) 76.4r/minn d=4581528r/min符合这一范围的同步转速有 750r/mi n、1000r/mi n、1500r/mi n再根据计算出的容量。由附表(8.1)查出有两种合适的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下表。方案电动机型号额定 功率电动机转速(r/mi n)传动装置的传动比Ped/kw同步转速、卄满载转速总传动比带齿轮1Y160M1-847507209.4233.142Y132M1-64100096012.572.84.53Y112M-441500140018.853

6、.55.385综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案克制：方案一电动机转速低，外计算及说明电动机型号选定为:廓尺寸较大，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较大。方案三总的传动比大传动装 置尺寸较大。方案二比较合适。所以电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。AD中心 高H外形尺寸L 0AC/2+AD)XHD底脚安装 尺寸AXB地脚 螺栓孔 直径D轴伸尺寸DXE装键部位 尺寸FXGD132515X345X315216X781238X3010X41三、计算传动装置的运动和动力参数如图所示的传动装置:1、v带传送 2 、电动机3、圆柱

7、齿轮减速器4、联轴器5、输送带6、滚筒计算及说明结果1、各轴转速n =nm/i 0=96O/2.8r/min=342.86r/min nn =n 1/i 1 =342.86/4.5r/mi n=76.19r/min nw =n n =76.19r/mi n各轴转速为：n 1=342.86r/min=76.19r/m inn 皿=76.19r/m in2、各轴的输入功率29I轴pi=Pd n 01=3.66 x 0.96=3.51Kwn轴pn =P2 n 12=Pi ” n 2 n 3=3.51 x 0.99 x 0.97Kw=3.37Kw卷筒轴皿p皿=Pn ” n 23=Pn n 2 ” n

8、4=3.37 x 0.99 x 0.97Kw=3.24KwPPP各轴的输入功率为:i=3.51Kwn =3.37Kw皿=3.24Kw3、各轴输入转矩由式（2.17）计算电动机轴的输出转矩TdT d =9550X Pd/n m=9550X 3.66/960=36.4N m由式(2.14)(2.16)得T i =Td i 1 n 1=36.4 x 2.8 x 0.96 N m=97.8 N mTn =T1 i 2 n 12= T dmind贝S dd2二dd1 * i=100 x 2.8mm=280mm取 dd2=280mmd则实际传动比：i=d d2/ d d1 =2.8i=2.8从动轮实际转速

9、为：n2 =960/2.8r/mi n=342.86r/mi n n 由于所计算的大带轮基准直径与所选取标准值相等，c=5.2Kw1=960r/mind1= 100mmd2=280mm=342.86r/min则从动轮转速无误差率V=5.024m/s结果4. 验算带速V:V=n d1 x nj60X 1000=n x 100x 96060 x 1000=5.024m/s带速在525 m/s以内5. 确定带的基准长度Ld和实际中心距a 初定中心距a。0.7 (dd1 +dd2) a 0 2 (dd1+dd2)266 a 0 1207. 确定V带根数：Z P/ (&+ P。) K/K 根据 dd1

10、=100mm n1=960r/min，查表 8.9 ,用内插法得：P 0=0.83+(0.97-0.83)/(980-800)x( 960-800)Kw结果计算及说明0=0.954Kw=0.954KwP由式 p=kn( 1-1/k ,)由表 8.18 查得 K b = 1.0275 x 10， P=0.12Kw 厶 P= (1.0275 x 10 x960) (1-1/1.1373 ) Kw =0.12Kw 由表8.4查得带长度修正系数Kl=0.96，由8.1查得 包角系数 心=0.94，得普通V带根数：Z = P/ ( P+A P0)心下=5.2/ (0.95+0.12 ) x 0.94 x

11、 0.96 =5.39调整得：Z=5根Z=58. 求初拉力F。及带轮轴上压力Fq :由表8.6查得A型普通V带的每米质q=0.1.0 kg/m, 根据式F=500*Pc/Zv (2.5/R a-1 ) +qv2得：F 0= (500x 5.2 ) / (5x 5.024 ) x( 2.5/0.94-1)0 = 174.34N+0.1 x( 5.024 ) 2N =174.34NF由式F q=2F审Z审sin %得 F q=2X 174.34 x 5X sin 153.66 2N= 1629.2NF9. 设计结果：选用 5 根-1800GB1145-89V带，中心距 a=391.58mm 带轮直

12、径 d di=100mm dd2=280mm 轴上压力 Fq=1629.2N五、齿轮传动计算：1. 选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45#钢调质，硬度为220250HB8计算及说明大齿轮选用45#钢正火，硬度为170210HB8因为是普通减速器，由表10.2选8级精度要求：齿面粗糙度 Ra 3.26.3mm2. 按齿面接触疲劳强度设计 、转距T 1=9.55 x 106 x 3.66 343 N mm5=1.02 x 10 N- mmT 、载荷系数K取 K=1.1 、齿数Z和齿宽系数:d小齿轮齿数 乙取28，则大齿轮齿数为 乙取126 因单级齿轮传动为对称布置，而齿面为软齿面，由表10.20选

13、取d=1 、许用接触应力匚H由图 10.24 查得 -Hlim1=560 MPa-Hlim 2 =530 MP由图表10.10查得 h =1q=1629.2N结果51=1.02 x 10 N - mm取 K=1.1匚 Hlim1=560 MPa二 Hlim 2 =530 MPH =1叫=60 n j Ln =60 343 1(5 52 120)=6.42 108NN2=N /i=6.42 x108/4.5=1.43 x108由图 10.27 得 ZnT1=1.03, Z nt2=1.08Zn lim 1SH可得,:、H 1 1= r03 56Mpa=568Mpa1、h 1 2= 1.08 53

14、0Mpa=572Mpa1计算及说明1 =6.42 108N2=1.43 1086 H 1 1=568Mpa6 H 1 2=572Mpa结果故976.43 3 Ku 104cIuZ6hJ2=57.9M= dl = 57.9 =2.07Z128由表10.3取标准模数m=2.5m=2.53. 主要尺寸计算：d1=mZ1=2.5 28mm=70mmdd2=mZ2 =2.5 126mm=315mmdb=4dd=1 70mm=70mmb=70mm经圆整后取 b 2 =70mm b1=b2+5mm=75mmba = 12 m Z1 Z2 = 12 2.528 126 mmb= 192.5 mm4. 按齿根弯

15、曲疲劳度校核由 g二如 丫，丫$二 22 丫尸丫,bmd1bm Z1齿形系数Yf由表 10.13 得 丫 f1=2.58 丫 f2=2.16丫应力修正系数Ys查表 10.14 得丫 S1=1.61 丫 $2 = 1.84丫许用弯曲应力f 11=70mm=315mm2=70mm1=75mma =192.5 mmF1 =2.58 丫 f2=2.16S1=1.61 Ys2 = 1.84由图10.25查得、F lim 1=200Mpa F lim 2 =170Mpa由表10.10查得 f=1.3由图 10.26 查得 Y nti= Ynt2=0.9由式:f =Ynt1 ； F，im1C F 1=138

16、.46MpaF 2 =117.7Mpa结果R1 =88.77MpaF2=84.94Mpa可得：芬f 1=0.9汉20%3Mpa=138.46Mpa详2=0.97%3Mpa=117.7Mpa2 KT 1 2 1.1 1.02 105故 R1 =bm=88.77Mpa 1 时f 2Ys288.77 里2.16丫1.84、F2=2.58 1.61. Mpa=84.94Mpa117.7Mpa校验合格。5. 验算齿轮圆周速度vdn1二 70 343/V= 60 1 000 = 60 1000 m/s= 1.26 m/sV=1.26由表10.22可知，选8级精度合适。六、轴的计算（低速轴） 选择轴的材料确

17、定许用应力由已知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，由表（14.4）查得强度极限匚B=650MPa,再由表（14.2）得&-1b=60MPa，对轴H的设计与校核 按轴扭径强度计算轴径查表 14.13 得.C 107118向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮的两侧。其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合。确定各段轴的直径轴段直径最小，d1=40mm考虑到要对安装在轴段 上的连轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时，为 能顺利地在轴段上安装轴承，必须满足轴承的内径标准，d2=45mm同样的方法确定 d3 =50mm,d =60mm, d5=65mm,d=50mm确定

18、各段轴径齿轮轮廓宽度为70mm为满足齿轮发、固定可靠，轴 段的长度应略短于齿轮轮廓宽度取为 68mm为保证 齿轮端面与箱体内壁应留有一定的间距，取该间距为 15mm为保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴 承的润滑，取轴承端面距箱体内壁为 5mm所以段 取为20mm轴承支点距离L=120mm根据箱体结构及连 轴器距轴承盖有一定距离，取 L =85mm,L =80mm选定轴向结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等尺寸 Z Yf YS = 60 2.5 2 28 2.58 1.61Mpam/s计算及说明由式 14.2 得.d hCQ% =0O7118)XO.3537=37.84mnv 41.73考虑到轴

19、的最小直径处要安装联轴器会有键槽存 在，将估算轴经加大3 %5 %,得38.9843.82 , 由设计手册取标准直径d i =40mm3. 设计轴的结构确定轴上零件的位置和固定方式，参考圆确定齿轮 从轴右端装入，齿轮左端用轴肩固定，右端用套筒固 定，这样齿轮在轴上的轴向位置完全确定，齿轮的周结果计算及说明按设计结构画出轴的结构草图。4. 按弯扭合成强度校核轴径 画出轴的受力图 作水平内的弯矩图，支点反力为：Ft2 =2683.17NF ah=1341.59NM HI =80495.4N mm结果Ft2 = 2Tn d2=2 422600 315 N=2683.17NF ah =F b h =

20、Ft2 2=2683.17/2N=1341.59NF r2=Ft2 tg20 =2683.17 x 0.36N=976.59NI - I截面处弯矩力为：M hi =1341.59 =d3,故也应对截面n -n进行校核。I -1截面eI =13.33Mpae =21.19MpaGei = MerW =287996.%1痂3 Mpa=13.33MpaGn - n截面Gen=MtW =264872.2%1烦3 Mpa=21.19MpaG查表14.2 得: 7 =60Mpa满足 L b 的条件，故 设计的轴有足够强度，并有一定余量高速轴的设计与计算1. 高速轴的材料同低速轴的材料选 45 #钢2. 根

21、据表14.1得C=118-107,又由式（14.2 ）得毗眠=（8107）闍25.62=23.23 25.62d=23.23考虑到会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,得23.93 26.90 mm由设计手册取标准值d1=25 m3. 设计轴结构并绘制结构草图结果t1 =2794.3N= 1397.1NHI=83828.6N mH=41913N m计算及说明=-358.79N-1二nu rLD 亦 gina1Hfoo iFc :3yiALC70 LQanJAfiCbFArFBr计算及说明结果M.二Fvbx30 = 1375.83 x 30N m=41274.9N mM合成弯距图I - I截面

22、M左=-21527.4283828.62 =86548.62N mmMM右二 82549.82 83828.62 =117650.77N mmn - u截面M = Mvf MhJ 二 41274.92419132=58824.46N mmM4j=41274.9N - mmI右 =86548.62N - mm=58824.46N mm作转距图T=9.55 106 3.51343 10 N- mm=97727.41 N-mmT=97727.41Nmm求当量变距，因低速齿轮一样取小:=0.6,则有: I - I截面M.I = , M，右2 ： T 2=、117650.77 2 0.6 97727.4

23、1 2 N - mm=131453.17 N-mmMn - n截面M/ -= , M - - T= 58824.46 20.6 97727.41 2 N -m=83057.51N-mm确定危险截面及校核强度由图可看出，截面I - i,n-n所受转距相同，但弯 距也相同，且轴上还有键槽，由于轴径d4d3,故也应对 截面n - n进行校核。eI=131453.17 N- mmM e =83057.51 N mm311-1截面M el /3Gel 二.w =131453.17/0.1d 5 =7.90 Mpan - u截面e =19.37 MpaG= M 叹=83057% 窗3 =19.37MpaG

24、查表14.2 得:心=60Mpa,满足 x 的条件， 故设计的轴有足够强度，并有一定余度.6. 修改轴的结构.图所设计的轴的强度欲度不大，此轴不必再作修改七、滚动轴承的设计与计算输出轴轴承相关参数(1) 求当量动载荷P根据式(15.1)的 P=fp(XF叶YFa)由教材15.12取得fp=1.1,教材表15.15取得Lh=50000 式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据Fa/Cor =0.056 则 e=0.26Fa/Fr=1039.27/976.58=1.0640.26, 查表 15.13 得X=0.56 Y =1.71P=1.1 X (0.56 X 976.58+1.71 X 1039

25、.27)=2556.44(2) 计算所需的径向额定动载荷值由式(15.6 )可得6 1C=P/f t(60nL h/10 ) / 61/3=2556.44/1(60 X 76.19 X 5000/10 )= 15619.85(3) 选择轴承型号结果查有关轴承的手册，根据d=50选得6010轴承，其计算及说明Cr=22000N15619.85N,G = 16200N.6010 轴承的 Fa/Cr=1039.27/16200=0.064,与初定值相近，所以选用 深沟球轴承6010合适。由教材15.12取得f p=1.1,教材表15.15取得 Lh=50000式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据

26、Fa/Cor=0.11则 e=0.30Fa/Fr=2973.63/1017.04=2.920.30, 查表 15.13 得X=0.56Y =1.45 , P=1.1 X (0.56 X 1017.04+1.45 X 2973.63) =5369.44(2)计算所需的径向额定动载荷值由式(15.6 )可得C=P/f t(60nL h/10 6)1/ =5369.44/1(60 X 343 X 5000/106)3=54208.5(3)选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=35选得6407轴承，其 Cr=61800N54208.5NG=29500N.6407轴 承 的Fa/Cor=2973.63/

27、29500=0.100,与初定值相近，所以选用深沟球 轴承6407合适。八、键连接的选择计算1. I轴和H轴的键槽均选择平键33计算及说明结果FEHA FAHKBH WFArFBr(e)39I轴主要尺寸：di=25mm bi=8mrp hi=7mm l 1 =55mmH轴主要尺寸：d4=60mm b4=18mm h4 =11mryi l 4 =50mm/dJ =40mm,b =12mm,h=8mm,h =65mm2.键的挤压强度校核二 jY二 4T /dlh 二 jY100V 门Y V 120I 轴：匚jy 1=4T/dlh =4X 97800/25 X 7X47=47.56Mpav jYH

28、轴：匚 jy 1 =4X 4.22 X 105/40 X 8X 53=99.53MPaT强度足够nw V n=250r/min ，在许用范围内n =250r/minTc=528.25N m十、箱体(1)箱体各部分厚度 箱座壁厚“ -10mm 箱盖壁厚；1 =10mm计算及说明 箱盖凸缘厚度b “.1亦 箱座底凸缘厚度b2 i十血（2）各螺栓尺寸 地脚螺栓直径个数df = 0.036a 12mm = 0.036 192.5 12mm =12.45nm查表优化取df =12mm 个数n=4 轴承旁连接螺栓直径d1 =0.75df =9mm 盖与座连接螺栓直径d2（0.50.6）df =（67.2）

29、mm查表优化取d2 =7mm 轴承端盖螺钉直径d3（0.40.5）df（4.86）mm查表优化取d3 =6mm 检查孔螺钉直径d4（0.30.4）df（3.66.4）mm查表优化取d4 =6mm 定位销直径d（0.70.8）d2（4.95.6）mm查表优化取d =5mm 长度I = 45mm（3）其他尺寸 df、dd2至外箱壁厚度C22mm df、d2至凸缘边缘距离C2 =20mm 轴承旁凸台半径R1二C2 =20mm 齿轮顶圆与内箱壁的距离：结果.: 112 =12mm 取訂=25mm齿轮端面与内箱壁的距离：计算及说明取二 2 = 12mm箱盖、箱底肋厚:m1：0.85j取 m1 = 12m

30、m m2 ： 0.85、 取 m2 = 12mm轴承旁连接螺栓距离S。尽量靠近，以螺栓互不干涉为准。检查孔及孔盖根据推荐尺寸选取A=100mm已算d4 =6mm所以 A1 =A（5 6）d4 取 A1 =130mm，A2 =（A +Ad = 115mm2B = B1 一（5 6） d4取 B =35mmB箱体宽-（1520）取 B65mmB2 = 一（ B +B1） = 50mm2通气器选择的通气器的参数为:dDD1SLlad1M12X1.251816.514191024 轴承端盖由于选择脂润滑选择轴承端盖的参数为：大齿轮端盖：D=62mm D0 77mm , D1 =58mm , D92mD

31、4 =50mm ,e=7.2mm。小齿轮端盖：D=80mm D0 =100mm , D1 =76mm , D2 =120mmD4 =68mm ,e=9.6mm吊耳和吊钩43吊耳环d(1.8 2.5)、V 取 d=20mm计算及说明R (11.2) d 取 R=22mme (0.8 1) d 取 e=18mm b=21取 b=20mm吊钩k = C1 C 2 = 2220 = 42 mmH 0.8B =33.6取 H=33mmh 0.5H =16.8取 h=16mmr 0.25B =10.5取 r=10mmb = 2、= 20mm油标及螺塞油标dd1d2d3habcDD1M12412628106

32、42016螺塞dD0LlaDsD1d1HM14X 1.5222212319.61716152十一、密封和润滑的设计1.密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵 塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈 计算及说明松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛 毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2. 润滑对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度vv 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以 润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶 到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减 速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需 油量，单级传动，每传递1KW需油量Vo=O.350.7m3。 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以 经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简 单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的 一层薄膜。计算及说明结果十二、设计小结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一 次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础 课程重要的综合性与实践性环节。(1) 通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机