一级圆柱齿轮减速器说明书

1、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.33一、设计课题： 1、设计某一带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机二班制连续工作，单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。减速器小批量生产，使用期限10年，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带速度允差± 5。运输带拉力F（KN）1.9运输带速度

2、（m/s）1.6卷筒直径D（mm） 400设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（A1）2. 零件工作图两张A3（输入轴、大齿轮）3. 设计说明书一份计算过程及计算说明一、传动方案拟定、工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力F=4.5kN；带速=1.3m/s；滚筒直径D=0.350m；方案拟定：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

3、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： d总 (kw) (KW) P d= F/总 (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：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= 0.96，0.98，0.97，0.99，5 = 0.97则：总=0.96×0.98×0.97×0.99×0.97 =0

4、.84所以：电机所需的工作功率：Pd= F/总 =(1.9×1.6)/0.84 =3.6 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×/（·D） =(60×1.6)/（0.350·） =87.35（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i=3。取带传动比i= 。则总传动比理论范围为：i总。故电动机转速的可选范为 nd=i总×n卷筒 =(624)×87.35 =524.12096.4（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

5、，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Kw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1Y112M-441500144043075818.853.55.392Y132M1-641000960730129812.572.84.493Y160M1-84750720118017989.422.53.77综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带动传、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：Y系列电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。安装尺寸和功率等级

6、符合IEC标准，外壳防护等级为IP44，冷却方法为IC411，连续工作制（S1）。适用于驱动无特殊要求的机械设备，如机床、泵、风机、压缩机、搅拌机、运输机械、农业机械、食品机械等。 Y系列电动机效率高、节能、堵转转矩高、噪音低、振动小、运行安全可靠。Y132电动机符合Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件JB/T9616-1999。Y132电动机符合Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件JB5274-91。Y132电动机采用B级绝缘。Y132电动机采用F级绝缘。额定电压为380V，额定频率为50Hz。功率3kW及以下为Y接法；其它功率均为接法。电动机运行地点的海拔不超过1000m；环境空气

7、温度随季节变化，但不超过40；最低环境空气温度为-15；最湿月月平均最高相对湿度为90%；同时该月月平均最低温度不高于25。 由指导书的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99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 A×B地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸D×E装键部位尺寸 F×GD132508×345×315216×1781238×8010×8三、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、

8、可得传动装置总传动比为： I总=nm/n=nm/n卷筒=960/76.34=12.57总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比I总=i0×i（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：i总i0×i所以：ii总i012.57/2.84.49四、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 （N·m）n,n,.为各

9、轴的输入转速 （r/min）可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，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 =342.86/4.49=76.36 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1=3.6×0.96=3.46（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =3.46×0.98×0.97 =3.29（KW）卷筒轴： P= P·23= P&#

10、183;2·4 =3.29×0.98×0.99=3.19（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×3.6/960=35.81 N·m轴： T= Td·i0·01= Td·i0·1=35.81×2.8×0.96=96.26 N·m 轴： T= T·i1·12= T·i1·2·3 =96.26×4.49×0.98×0.97=410.84 N

11、83;m卷筒轴输入轴转矩：T = T·2·4 =410.84×0.98×0.99 =398.60 N·m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=3.46×0.98=3.36 KWP= P×轴承=3.29×0.98=3.22 KWP卷筒轴=P×轴承=3.19×0.98=3.13 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=96.26×0.98=94.33 N·mT = T&

12、#215;轴承 =410.84×0.98=402.62 N·m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综合以上数据，得表如下：轴名效率P （KW）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴3.635.819602.80.96轴3.463.3696.2694.33342.864.490.95轴3.293.22410.84402.6276.3610.97卷筒轴3.193.13398.60390.6376.36五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由Pc=KA

13、·P=1.1×4=4.4（ KW）根据Pc和n1由图13-11确定选用A型带。 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 D1=100mmD2=n1·D1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表13-4取D2=280mm 带速验算： V=n1·D1·/（1000×60）由课本P196表13-3查得KA=1.1 由课本P195表13-2得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm =960×100·/（10

14、00×60） =5.027 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+280）a02×（100+280） 266 a0760 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2·a0+·（D1+D2）/2+（D2-D1）2/(4·a0) =2×500+·（100+280）/2+（280-1002/(4×500) =1613.1 mm 由表13-1选用Ld=1600 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/

15、2=500+(1600-1613.1)/2=493.45 mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(D2-D1)×57.3/a =180-(280-100)×57.3/493.45=159.10>120 合适 确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =4.4/（0.97+0.11）×0.99×0.95） = 4.33 故要取5根A型V带 计算轴上的压力 由课本13-21的初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· V+q· v2 =500×4.4&#

16、215;（2.5/0.95-1）/（5×5.027）+0.1×5.022 =145.33 N 由课本13-22得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×5×145.33×sin(159.10/2)=1429.19 N 由课本P198表13-7查得P0=0.95由表13-8查得P0=0.11 由表13-5查得K=0.95由表13-6查得KL=0.96由课本190页表13-1确定查的q=0.1d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料

17、、热处理方式、精度等级。小齿轮和大齿轮都选软齿面，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=4 ，i=4.5 Z2=Z1·i=24×4.5=108 取d=1.1（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 确定各参数值 载荷系数 查课本P213表14-5取K=1.2小齿轮名义转矩 T1=9550×P/n1=9550×3.36/342.86 =93.59 N·mT2=9550×P/n2=9550×3.22/76.36=4

18、02.71 N·m材料弹性影响系数 由课本表14-7 ZE=189.8 4 许用应力 查课本图14-26（P220） 由P217图14-26、14-25查得KH1=1.08 、 KH2=1.18，KF1=0.9 ， KF2=0.92按一般要求取SH=1.1 (4)确定模数 m=d1/Z153.97/24=2.25 取标准模数值 m=2.5d1=m*Z1=2.5×2460mm(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算 校核式中齿轮啮合宽度b=d·d1 =1.1×60=66mm为防止两齿轮因装配后轴向稍有错位而导致啮合齿宽减小，常把小齿轮的宽度在计算尺宽b的基础上，

19、人为地加宽约410mm,这里取b=70mm齿形因数 YFa1=2.65 YFa2=2.18(课本表14-6)应力校正因数 YSa1=1.58 YSa2=1.79(课本表14-6)许用应力 查课本图14-25 Flim1=245MPa Flim2=220Mpa 取SF=1.25 则 故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算 d1=m·Z1=2.5×24=60 mm d2=m·Z2=2.5×108=270 mma=m ·（Z1+Z2）/2=3×（20+90）/2=165 mm b=70 mm b2=70 取小齿轮宽度 b1=70 m

20、m （7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×342.86/（60×1000） =1.08 m/s对照表14-8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 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=3.46 KW 转速为n=342.86 r/min根据课本P243（17-2）式，并查表17-3

21、，取A0=115d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加7%，取D1=28mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（5-1）×15+2×9=78 mm 则第一段长度L1=80mm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。 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d×D×B=40×

22、;80×18，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=18mm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=48mm，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66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=66mm，长度为L5=70mm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 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=0.060m作

23、用在齿轮上的转矩为：T1 =93.59 N·m 求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×93.59×0.060=3119.67N 求径向力FrFr=Ft·tan=3119.67×tan200=1135.47NFt，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 =1559.84 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=567.74N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=

24、RA×54=84.21 N·m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×54=30.66N·m 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d1/2=59.0 N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第五段剖面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，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=105.76N·m ,由课本表17-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D53)=105.76

25、5;1000/(0.1×663)=3.68N·m<-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/(0.1·D13)=56.15×1000/(0.1×303)=25.58 N·m<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：P的值为前面第10页中给出由手册查得轴上开一个键槽时，轴径小于30mm,轴径应增大7%。在前面带轮的计算中已经得到Z=5，其余的数据手册得。D1=28mmL1=80mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=18mmD4=48mmL4=10mmD5=66

26、mmL5=70mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=3119.67NFr=1135.47NRA=RB=1559.84NRA=RB=567.74NMC=84.21N·mMC1= MC2=30.66 N·mMC1=MC2=89.62N·mT=59.0 N·m=0.6MeC2=73.14N·m-1=60MpaMD=56.15N·m 输出轴的设计计算(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 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

27、径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=3.29 KW 转速为n=76.36 r/min根据课本P243（17-2）式，并查表17-3，取A0=115d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3×410.84=534.09Nm，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=112mm,轴段长L1=84mm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

28、端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为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6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，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，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm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=65mm ,长度取L5=10mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩

29、,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=60mm，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=55mm，长度L7=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=270mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =411.46N·m 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×411.460.270=3047.89N 求径向力FrFr=Ft·tan=3047.89×tan200=1109.34NFt，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：R

30、A=RB=Ft/2 = 1523.95 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2= 554.67 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=RA×72.5= 110.49 N·m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×72.5=40.21 N·m 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d2/2=3047.89×0.27÷ 2=411.46 N·m （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

31、危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=273.45N·m ,由课本表13-1有:-1=59Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=273.45×1000/(0.1×603)=12.66 Mpa <-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/(0.1·D13)=246.88×1000/(0.1×453)=27.09 Mpa <-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如

32、下：D1=45mmL1=84mmD2=52mmL2=70mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=68mmD5=65mmL5=10mmD6=60mmL6=10mmD7=55mmL7=21mmFt=3047.89N·mFr=1109.34N·mRA=RB=1523.95N·mRA=RB=554.67 NMC=110.49N·mMC1= MC2=40.21 N·mMC1=MC2=117.58N·mT=411.46 N·m=0.6MeC2=273.45N·m-1=59MpaMD=246.88N·me=

33、27.09Mpa绘制轴的工艺图（见图纸）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

34、有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与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

35、钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，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 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d28联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df，d1, d2至外机壁距离C122, 18，13df， d2至凸缘边缘距离C220,11轴承旁凸台半径R120,11凸

36、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 54,34大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D280,95轴承端盖凸缘厚度t 9轴承旁联接螺栓距离S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输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=28mm,L1=80mm查手册得，选用C型平键，得：C键 8×7 GB1095-2003 L=L1-b/2=80-8/2=76mmT=96.26N·m h=7mm根据课本P248（17-7）式得p=4 ·T×103/(d·h·L)=4×96.26×1000/（28×7×76） =25.85Mpa < p (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mm L3=68mm T=410.84N·m查手册P51 选用A型平键键18×11 GB1096-2003l=L3-b=68-18=50mm h=11mmp=4·T×103/（d·h·l）=4×410.84×1000/（60×11