圆柱齿轮减速器设计范例10854

1、-级圆柱齿轮减速器的设计系部：机电匸程系学生:班级：机电i体化学号：指导教师：装订交卷日期:日录电动机的选择、计算传动设计三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比一四、带传动设计五、齿轮传动设计、亠八、轴的设计七、轴的考核键的校核八、联轴器的选择-九、 减速器的结构设计润滑与密封参考资料机械零件课程设计任务书设计题冃：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度谋差±5%原始数据己知条件题号14输送带拉力2. 1输送带速度1.6滚筒直径400设计工作量设计说明书一份减速器装配图1张 减速器零件大齿轮1张，输出轴1

2、张二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类型。2、电动机输出功率按照工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭h扇式笼型三相异步电动机。 滚筒的功率：pw二fw. vw/iooo n w n=2100 xi. 6/ (1000x0.96)=3. 5kw电动机输岀功率：根据简图，查手册2-3得：v带传动效率pq=pw/ n乂因为 n=nin2n3n3n4=0. 96x0. 98x0. 97x0. 97x0. 96=0. 82p0=pw/ n=3. 5/0. 82=4. 27kw电动机的额定功率：p二（1.0-1.3） p0二4. 27-5. 55kw电动机的额定功率为5.

3、5kw.滚筒转速：xw=60vwx 1000/rid=60x1.6x1000/（3. 14x400）二76. 43r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取v带传动比il -（2-4）, 单级圆柱齿轮传动比i2'二（3-5），总的传动比范围为：i=ilxi2=（24） x （35）二620n二（620） x76. 43二45& 581528.6r/min在该范围内电动机的转速有:750r/min> 1000r/min> 1500r/min,取电动机同步转速为1000r/min,因此选择电动机行型号为:y132m1-6同步转速1000r/m

4、in满载转速：960r/min, 额定功率4kwcpw二3. 5kwpom. 27kwnw二76. 43r/min同步转速为1000r/min额定功率为4kv计算步骤设计计算与内容设计结果1>计算总传动比2、各级传动比分配i二nm/nw二960/76. 43=12. 56为使v带传动的外部尺寸不至于过人，初选传动比1=3. 2。则齿轮传动比为：i2二i/il二1256/3. 2-3. 93门二3212=3. 93三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1、0$|1| （电动机轴）2、1轴（高速轴）3、2轴（低速轴）4、3轴（滚筒轴）=0h427kw nou96or、

5、mintou955opo、noh9550xp 27、960h42 48n hip1hp0x nl h427xp96h4 1okw n7no、i796o、3 2h300、mintt9550pl、nt9550x4 10、300上 30 52m m p2hp1x i2 a3h4. 27x0. 98x0. 97h4 06kw n2jl、i2h300、3 93h76 34r、min t2"9550p2、n2h9550x1 06、76 34u507, 90n 3p 一ifp2x n3x n4h4. 06x0. 97x0. 96u3 78kwnwj2h76 34r、min twh9550pwa1w

6、h9550 x 3 66、76 34u457, 86n 5& p (kw)427410406眉篡 n(r>in)96030076. 3473.89转矩t (n.m)42.48129. 24507. 90457. 86传动比i3.23. 931效率0. 960. 950. 96pom. 27kwn0=960r/minpl二4. 06kw nl=300r/mintl=129. 24n. m n2=76. 34r/mint2=491.25n.mpw=3. 66kw nw二76. 34r/mintw二457. 86n. m四、v带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率pc

7、2、选择普通v带型号3、确定带伦基准直径ddl、dd2o4.验证带速v5、确定带的基准长度ld和实际中心距a。6、校核小带轮包角a 18. 求初拉力ro及带轮轴上的压力f09、带轮的结构设计10、设计结果由机械设计基础表8-21得ka二1. 3pokapo二 1.3x4. 27=5. 55kw根据 pc二5. 55kw, n0=960r/mino 由图& 13 应选 a 型 v 带。由机械设计基础图8. 13取ddl=125mm,ddl = 125 ddm i n=75mmdc!2 二 noddl/nl 二960x 125/300二400mm按表8. 3取标准直径dd2=400mm,则

8、实际传动比i、从动轮的实际转速分别为: i二dd2/ddl二400/125二3.2n2=nl/i=960/3. 2=300从动伦的转速谋差为(300-300) /300二0%在±5%以内，为允许值。v=jiddlnl/60x1000= (125x n x960) / (60x1000) m/s=6. 28m/s带速在525m/s范围内。由式(&14)得0.7 (ddl+dd2) waow2 (ddl+dd2)0. 7 (125+400) waow2 (125+400)367.5wa0w1050取 a0=700由式（& 15）得l0二2a0+(dd1+dd2)兀 /2+

9、(dd2-dd1)2/4a0二2x700+ (125+400) n/2+ (400-125) 2/ (4x700)=2251. 26mm由表& 4选取基准长度la=2240mni由式(& 160得实际屮心距a为aa0+ (la-lo) /2=700卜=694. 37mm心694mm中心距a的变动范围为amin=a0. 015ld=694. 37-0.015x2240=660. 77mmamax=a+0. 03ld=694. 37+0. 03 x 2240=761. 57mm由式(& 17)得a l=180o- (ddl-dd2) /a x57. 3o=180o-57.

10、3ox (400-125) /694. 37= 157. 31o>120o山式(8. 18)得zpc/(p0+ap0)kakl根据ddl=125mm, nl=960r/min,查表& 9得,用内插法得p0=l. 19+(960-800) x=1.37666kw取 p0=1.38kwpo=1. 38kw山式(8.11)得功率增量apo为p0二kbnl (1-1/ki)由表 8. 18 查的 kb=l. 0275x 10-3根据传动比1=3.6,查表& 19得ki=l. 1373,则p0二(1.0275x 10-3x960 (1-1/1. 1373) kw=0. 12kw由表

11、8. 4査得带长度修正系数kl=1. 06,由图& 11査得包角系数ka=0. 96,得普通v带根数z= =3. 995 根圆整得根由表8. 6查得a型普通v带的每米长质量q二0. 10kg/m,根据式(& 19)得单根v带的初拉力 为f0二 x ( -1) +qv2二(x ( -1) +0. 1x6. 282)=177.84n由式(8. 20)可得作用在轴上的压力fq为fq=2xf0zsi n (157. 31o/2)=2x 177. 84x4xsin (15731o/2)=1394. 92n按本章& 2. 2进行设计(设计过程略)。选用 4 根 a-1600gb 1

12、1544-89v 带，中心距 a=694mm,带轮直径 ddl二 125, dd2=400mm,轴上压丿j fq=1381.36noka二1.3pc=5 55kwdd1=125mmdd2=400mm i=3.2n2=300v二6. 28m/sa0=700la二2240mma694mmamin二616 2mmamax=717mma 1=157. 30opo=1. 38kvvkb 二 1.0275x 10-3p0 二 0 12kwk a 二0. 96fo二 177. 84nfq二1394. 92n结果选择 4 根 a-1600gb 11544-89v 带。五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速

13、器中齿轮传动，已知：传递功率p1二4.06kw电动机驱动，小齿 轮转速nl=300r/min,大齿轮转速n2=76. 34r/min,传递比i=3. 93，单向运转,载荷变化不 大，使用期限五年，两班工作。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择齿轮材料及精度等级。2、按齿轮血接触疲劳强度设计3、主要尺寸计算4、按齿根弯曲疲劳强度校核5、验算齿轮的圆周速度叭6、验算带的带速误差。小齿轮选用45调质钢,硬度为230hbs；大齿轮选用45钢正火，硬度为200hbs。因为是普 通减速器，山表机械设计基础第二版中表选8级粹度，要求齿而粗糙度raw3. 26. 3umo因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式(10

14、. 22)求出dl值。确定有关参数与系数:(1) 转矩t1tl=9. 55x106p/n=9. 55x 106x=130516- 67n. mm(2) 载荷系数k查表 10. 11 収 k二 1. 1(3) 齿轮z1和齿宽系数屮d小齿轮的齿数zl取为25,则大齿轮齿数z2二3. 93x25二99。故z2=99因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10. 20选取d=k(4) 许用接触应力【。11】由图机械设计基础屮10.24查的o hliml=580mpa o hlim2=550mpa由表10. 10查得simnl=60njlh=60x960x (5x52x5x24)=1.80x

15、109n2=nl/i=l. 80x109/3. 93=4. 58x108查图 10.27 得：znt1=1 , znt2=1.07由式(10. 13)可得【oh】1 二 zntlohliml/sh= lx580/l=580mpa【oil】 2=znt2 o hlim2/sh1.07x550/1=588. 5mpa故 dl$76.43x=76. 43 x =62. 06mmm= = =2. 48由表10. 3取标准模数m=2. 5mmdl=mzl=2. 5x25mm二62. 5mm d2=mz2=2. 5x 100二250mmb2= d x dl=l x 62. 5inm=62. 5mm经圆整后

16、取b2二65nunbl二b2+5mm二70mma= m (zl+z2) =0. 5 x 2. 5x (25+99) = 155mm由式(10. 24)得出如ol；w【of】则校核合格确定有关系与参数:(1) 、齿形系数yf查表 10. 13 得 yf1 二2. 65 , yf2二2. 184(2) 、应力修正系数ys查表 10. 14 得 ys1=1. 59,ys2=1. 7985(3) 、许用弯曲应力nf由图 10. 25 查得 ofliml=210mpa, o flim2=190mpao由表10. 10查得sf=1.3由图 10. 26 査得 ynt1=ynt2=1由式(10. 14)可得

17、【o f 1= = =162mpao f 2= = =146mpa故0 fl= yfys=x2. 65x1.59=113. 15mpa< o f l=162mpa= 113. 15x mpa= 105. 48mpa【o f 2=146mpa齿根弯illi强度校核合格v=0. 98m/s由表10.22可知,选8级精度是合适的。血二=960/ (3.2x3.93)=76.34r/miny2= = =3. 3%输送带允许带速课羌为±5%合格。t1 二 130516. 67n. mmzl=25z2=100 o hliml=580mpaahlim2=550mpanl=l. 80x109n

18、2=4. 58x108znt1二1, znt2二1. 07oh l=580mpao h 2=588. 5mpam 二 2. 5 mmb二62 5mmbl二70mma=155mmsf=1.3ynt1二ynt2二1v=0. 98m/s齿轮的基本参数标准齿轮冇ha*二1 c*二0. 25齿顶高 ha=ha*xm=2. 5mm齿根高 hf=l. 25xm=l. 25x2. 5=3. 125mm齿全高 h=2. 25m=2. 25x2. 5=5. 625mm齿顶高直径 da=m (z+2ha) =2. 5x (99+2x 1) =252. 5mm齿根圆直径 df=m (z-2ha*-2c*) =2. 5

19、x (99-2x1-2x0. 25) =241. 25mm六、轴的设计由前面计算町知：传动功率p2二4. 06kw,转速n2=73. 89r/minh,工作单向转动轴采用深沟球 轴承支撐。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择轴的材料，确定许用应力。2、按钮转强度估算轴径。3、设计轴的结构并绘制结构草图（1）、确定轴上零件的位置和固定方式（2）、确定各轴段的直径（3）、确定各轴段的氏度4、按弯曲扭合成强度校核轴径(!)、画出轴的受力图。(2)、作水平血内的弯矩图，支点反力为。(3)、作垂直面内的弯矩图,(4)、作合成弯矩图(5)、作转矩图(6)、求为量弯矩（7）、确定危险截面及校核强度。山已知

20、条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质 处理。査书1（见备注）273页表14. 2得强度极限a b=650mpa,在査书1, 272页表1402得许 用弯曲应力【o-lb =60mpao根据书1, 271页表14. 1得010711&又由式（14.2）得:dcx .=（107118） x=40. 2344. 37mm考虑到轴的最小岂径岀要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,取为 41. 7146.59mm。査书2 （见备注）,127页附表9. 4弹性柱销联轴器（gb5014-85摘录）得 dl=45mm轴的计算转矩为：tc 二9550

21、 xi03 x=9550 xi03 x =507898. 87n.m）査书2, 127页附表9. 4弹性柱销联轴器,（gb5014-85摘录）得hl4型联轴器，半联轴器轮 毂长 l= 112mm,键槽长 ll=84mm0（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如14. 8图所示将齿轮布置在中间，对称于 两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合ii7/k6作周向定位。轴的轴向定位 是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外仲段半联轴器用轴用和轴端挡圈作轴向足位的' 用平键和配合h7/k6作周定位。(2) 、确定轴的各段直径 、由上述可知轴段1直径最小dl=45mmc轴的直径d1

22、0 18>18 30>30 50>50 80>80 100轴上圆角/倒角c1/r11.62.03.04.05.0最小轴用高度hmin22. 53. 54.55. 5轴环宽度bbl. 4h轴上圆角半径r0.81.01.622. 5 、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很 顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：dl+2 x 3. 5mm=45+7=52nim取轴径d2二55,并根据机械设计基础课程设计指导书（第二版）129页附表10. 1选用6011 型轴承。 、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只

23、要求冇一定鬪角即可，至少应满足：d3二d2 卜 2x2mm=55+4=59mni圆整麻取d3=60mmo 、轴段4 一般要比轴段3的直径大10mm,所以有d4=d3+10mm=70mm 、为了便于拆卸左轴承，根据书2, 129页附表10. 1可知，6011型轴承的最小安装直径：da二62mm,所以取 d5=62niin 、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d2=55nim（3）、确定轴的各段氏度 、已知毂宽为65mm,为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度加m, 取轴段3的长度为63mmo 、轴环的宽度约为该蚁小轴眉高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴环的

24、宽度为7mm。 、为保证齿轮端血与箱体内壁不和碰，齿轮端血与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该 间距为18mm。 、为了保证轴承安装在箱体轴承廉孔小，并考虑轴承的润滑，取轴承端而距箱体内壁的距 离为2mmo又查书2的附表10. 1知,6011型滚动轴承的宽度为:b=18mm0所以轴承支点的距离为:l二(18/2+2+18+65/2) x2=123mm 、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸來决定，所以有：冬上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有-定的间距和同，故収套筒的长度为20価。 套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使具轴承定位，由上述 可知6011型滚

25、动轴承的宽度为18mniob、减速器中两个齿轮的中心距a =156. 25mm,并且设轴承座端面距外箱体的距离为y,则:查书2, 17页表4.1得，地脚螺钉直径为：df=0. 036a+12=0. 036x 156. 25+12=17.625mm圆整示得：df=20mm箱盖的壁厚为：6 1=0. 02a+lmm=0. 02x155+1=4. 125mm8mm取 6 1=8mm轴承端盖螺钉总径：d3= (0.4-0. 5) df=(0. 40. 5) x20mm= (810) mm取 d3=8mm查书2, 17页表4. 1的，轴旁连接螺栓直径为：d' 1二0.75df=0. 75x20=

26、 15mm由于较大的偶数则di7 =16mm,所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为m16杳手册表 4. 2, cmi n=22, c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为：y= s1+clmin+c2min+ （510）二8+22+20+5二55mmc、外壁圆角半径一般为35mm,取圆角半径为4mm。d、由b、步可知d3=8mm查书2, 23页表4. 5得，螺钉连接外装式轴承的厚度为:e=l. 2d3=1. 2 x 8mm=9. 6mme、轴段2伸出箱体外的长度-般为1520imn,为了方便计算収该轴段的伸岀长度为17.4mm0 综合上述，轴段2的长度为：2+18+55+4+9.

27、6+17. 4=106mm 、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度來确定英长度，查书2,68页附表1.7得,1/ =8加m。 、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应 的轮廓宽度约小5loirnn,键槽的规格查书2,108页附表5. 11得，轴段1的键槽深度为5. 5mm, 宽度为14mm；轴段3的键槽深度为7mm,宽度为18mm。（1）、画出轴的受力图如图b所示（2）、作水平面内的弯矩图列出平衡弯矩图如门fha l+fhb l=0支点为:ft二=4135. 68nfr=ft x tan20o=4135. 68xtan20o=1505. 26nfha二fh

28、b二ft/2二4135. 68/2二2067. 84ni- ii截面处的弯矩为：mhc1=127172. 16n.mmii- ii截面处的弯矩为:mhc2二fha x29=2067. 84x29=59967. 36n. mm其弯矩图如c图所示。(3) 、作垂直平面内的弯矩图去掉a支点保留b支点，则有：fva二fvb二=1505.26/2=752. 63ni- 1截面处的弯矩为：mmmv=fva 二752. 63x =46286. 75n，ii- ii截血的合成弯矩为：mv ii =752. 63x29mm=21826. 27n mm其弯矩图d图所示。(4) 、由 m二得：i-i截面的合成弯矩为

29、:ml 二=135333. 74n*mii-ii截面的合成弯矩为：m2 二=63815. 91n m其合成弯矩图如o图所示。（5）、作转矩图t二9. 55x 106x=9. 55x 106 x=50789& 87mm其转矩图如f图所不。（6）求当量转矩（弯矩合成图）因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循坏变化，修正系数a =0.6.由me二得:1-1截面的弯短合成为：mel 二=333438.56n mmii-ii截面的弯矩合成为：me2=311349.52其弯矩合成如g图所示。（7）、确定危险截面及校核强度由以上图可以看出,截面1-1、ii-ii所受转矩相同,但弯矩mel>m

30、e2,且轴上还有 键槽,故截面i - i可能为危险截面。但由于轴径d3>d2,故也对ii-ii进行校核。截面i - i ：由 w=0. id3,【o-lb=得o el= = =15. 44mpa截面11-11：0 e2= = =18. 71mpa查教材272页表14. 2得【。-lb =60mpa,满足o ew【。-lb的条件,故设计的轴有足够 的强度，并冇一定的余虽。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。o-lb =60mpadl二45mmtc二50789& 87n. mll=84mml=112innid2=52mmd3=60inmd4=70mmd5=62inmd6=d2

31、=55mm毂宽为65minb二18mml=123mma =156. 25mmdf二20mm5 1二8mmd' 1二15mmcmin=22, c2min=20y=55mme=9. 6inml'二8加m。ft 二4135.68nfr=1505. 26nfha二fhb二2067.84nmhc1二127172. 16n. mmmhc1二127172. 16n. mmmhc2=59967. 36n. mmeva-evb=752. 63nmv二46286. 75n mmmvii=2182627nmmml=135333. 74nmm2=63815.91n mt二507898. 87mmme

32、1=333438. 56n nunme2=311349.520 el=15.44mpao e2=18. 71mpa七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容设计结果轴承的当最动载荷试选轴承型号三、由预期寿命求所需c并校核由前面计算知d2=55mm,选用6011型号的轴承。查书1, 295页查表15. 12知：载荷系数fp=1.2查书1, 296页查表15. 14知：温度系数ft二1因为此fa二0n由式15.2得p=fpxf计=1.2x1505. 26=1806.312n因为是球轴承£二3根据轴颈d=55mm,选择6011型，并查书2129贝附表10. 1得该型号轴承的基本额定动载荷c

33、r=30. 2kn某本额定静载荷cor二21. 8kn由表15. 15知:轴承预期寿命lh的参数值为5000060000h在因为该轴承要工作5年且24小时连续工作，所以有：lh=5x 52 x 5x24=31200hcmax= x二 x=9443. 77n选择6011轴承c“30. 2kn满足要求cmax<cr,选择合适。fp=l. 2ft=lp=1806. 312ne=3cr=30. 2kxcor=21. 8kn满足要求cmax<cr,选择介适八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、联轴器的键1、选择健的型号2、写岀健的型号二、 齿轮键的选择1、选健的型号2、写出键的型号选

34、择c型健由轴径dl=45mm,在同表查得健宽b=14inm,健高h二9mm, l二36160nun。l=70mmw （1.6 1.8） d11=l-o. 5b二70-0. 5x14=63mm由式14.7得o jyl=(4x457. 86x 1000) / (45x9x63) =71. 77mpa【o jy】选健为 c14x70gb/t1096-1979选择a型健轴径d3=60mm,为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健宽。但强度不够。故 健宽 b二 18mm,高 h=l 1mm, l二50mm12=l18=50-18二32mmo jy2=96. 2mpa选取键 a18x50gb/t1096-

35、1979选择c型键b二14mm h=9niml=36160mm选择a型键九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、计算联轴器的转矩二、确定联轴器的型号由表16. 1查得工作情况系数k二1. 3由式16. 1得主动端tc1=kt2=1.3x507. 94=660. 322n mm从动端tc2二ktw=1.3x457. 86=595. 23n m<tm=1250n m由前面可知:dnc =40. 2344. 37mm又因为d (1+0.05)=(40.2344. 37) (1+0. 05)=42. 241546. 59mmn2=76.34r/min< (n) =4000r/min由附表9.4对确定联轴器的烈号为弹性柱销联轴器hl4 gb5014-85otc1=660. 322n mmtc2=595. 23n m