北工大机械设计课程设计一级减速器设计

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目一级减速器设计学院机电学院学号 09010332设计者XXL2012 年 1 月 11 日北京工业大学项目内容及计算过程一、设计任务书1、设计任务题目 1 设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。2、原始数据运输带工作拉力 F/N 1650运输带工作速度 v/（ m/s）1.6卷筒直径 D/mm 280 3、工作条件连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差土5%1V 带传动2-运输带 3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6-卷筒二、总体方案设计1、计算工作及所需功率 PwPw=Fv/1000 kW计算结果2

2、.64kW2、 计算电动机所需工作功率PdPd=Pw/ kW按表 2-3 确定各个部分效率：V 带传动效率1=0.96，滚动轴承传动效率（一对）2=0.99，闭式齿轮传动效率3=0.97，联轴器效率4= 0.99，传动滚筒效率5=0.96.3123 45Pd=Pw/ kW因载荷平稳，电动机额定功率Ped 略大于 Pd 即可，由表 17-1Y 系列电动机技术数据，选电动机额定功率Ped 为 4kW3、确定电动机转速60 1000vnwd通常，V 带传动的传动比常用范围为i1=24；级齿轮减速器为i25,则总传动比范围i=1020,故电动机转速的可选范围为nd i nw由表 17-1 选择电动机型

3、号为 Y112M-4额定功率 4kW 满载转速 1440r/min同步转速 1500r/min4、计算传动装置总传动比ianmlanw5、 分配传动装置各级传动比ii由表 2-1 取 V 带传动的传动比i为则减速器的传动比为 iaiio6、计算传动系统的运动和动力参数0 轴（电机轴）P。Rn。nm0.85873.074109.13r/min1091.32182.6r/mi n13.19534.9833.0741440r/min20.387N mnnni01PT195501E2 轴（低速轴）P2R12R23nin2 i12F2T295502n23 轴（滚筒轴）F3p323F224nHn3i23T

4、395503n3轴名功率 P/kW转矩 T/（Nm转速n/（r/min ）传动比i效率输入输出输入输出电2.9220.387144030.96机1轴高2.952.9258.71358.1264804.980.960速1133轴低2.832.80280.96278.1596.32810.960速46441轴滚2.772.75275.41272.6596.328筒8028轴2.951kW480r/min58.713N m2.834kW96.328r/min280.964 N m2.778kW96.328 r/mi n三、V 带设计已知工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10 年，小

5、批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差土5%所需传递的额定功率 P=4kW 传动比i0=3.1、 确定计算功率PeaKAP由表 8-7 得KA=1.2PeaKAP2、选择 V 带带型由图 8-11 得 V 带型为 A 型3、 确定带轮的基准直径dd并验算带速 v（1 ）初选小带轮的基准直径dd1根据 V 带带型，参考表 8-6 和表 8-8 确定dd1=75mm（2 ）验算带速 v根据式 8-13ddEV160 10005 v 25m/ s，所以 V 带合格（3 ）计算大带轮的基准直径由dd2idd1，根据表 8-8 得dd2=2254、确定中心距 a,并选择 V 带的基准长度 Ld（1 ）

6、根据带传动总体尺寸的限制条件或要求的中心距，结合式 8-20得0.7（ dd1dd2） a。2（dd1dd2）209.3a598初选定a0=400mm（2 ）计算相应的带长Ld02Ld02a0 （dd1dd2）（dd2dd1） /4a02由表 8-2 得Ld=1250mm（3）计算中心距 a 及其变动范围LdLd0a a。2amina0.015Ldaminamaxa 0.015Ldamax5、 验算小带轮上的包角13.6888kW5.655m/s1283.544mm383.228mm364.478mm420.728mm57.31180（dd2dd1）90a1157.726、确定带的根数 zzP

7、caKAPZPr（RR）KKL由表 8-4 得F0_O.68kW,P0-O.17kW由表 8-5 得K-0.95由表 8-2 得KL-0.93Z-4.9，取整得 z-57、确疋带的初拉力Fo由式 8-6 并计入离心力和包角的影响，可得单根 V 带所需最小初拉力为（Fo）min500（2.5 Kqv2K zvK-0.95z-5v-5.655m/sFCa-3.6888kW据表 8-3 得 q-0.10kg/m（F0）min8、 计算带传动的压轴力FpFp2zF0s in p2z-51157.72Fp四、圆柱齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）根据所选题目，选用直齿圆柱齿轮传动。

8、（2） 传动系统为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度。（3 ）材料选择，由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度 为 280HBS大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS,二者材料硬 度差为 40HBS109.627N1075.61N2、按齿面接触强度设计计算由设计计算公式dit2.323呼斗du H(1 )确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=132）小齿轮传动的转矩5.8126104Nmm3）由表 10-7 选取齿宽系数d=14）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数Z1E189.8MPa5）由表 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H

9、 liml600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限H lim1550MPa。6）由式N 60n）jLh计算应力循环次数。N1=1.682 109N2=83.375 107）由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN10.91KHN 20.968）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%安全系数 s=1，由式KN lim得S得H1546MPaH2=528MPa（2）计算1)计算小齿轮分度圆直径d1t，代入H中较小的值d1t52.7040mm2)计算圆周速度 vv小汕11.325m/s60 10003)计算齿宽 bbdd1t52.7040mm4) 计算齿宽与齿高之比b/h模数mtdltZi2.196齿

10、高h 2.25mt4.941mmb/h=10.6675)计算载荷系数根据 v=1.325m/s , 7 级精度，由图 10-8 查得动载荷系数Kv1.08，直齿轮KHKF1;由表 10-2 查得使用系数KA=1.由表 10-4 用插值法查得 7 级精度。小齿轮相对支承非对称布置时，KH1.419由 b/h=10.667，KH1.419杳图 10-13 得心1.34。故载荷系数K KAKVKHKH1.532526)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式55.6755mm7) 计算模数 md1m一Z12.3203、按齿根弯曲强度计算由式 10-5 得弯曲强度的设计公式为m32KTYSaYdZ

11、：F(1)确定公式内的各计算数值1)由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2380MPa。2 )由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85,KFN20.88。3)计算弯曲疲劳许用应力K取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式 10-12 得FKFN FEF】1303.57MPaF24）计算载荷系数 KK匚仏心KF5）查取齿形系数由表 10-5 查得YFa12.65 FFa22.1556）查取应力校正系数由表 10-6 查得YSa11.58YSa21.8057）计算大小齿轮的并仏并加以比较FYFa1Ysa1 _F1YFa 2YSa2

12、=F2大齿轮的数值较大（2） 设计计算j2KTYFaYsam3-2-=V dZ2F取 m=2mmd1Z 27.8375mZ2Z14.941138.3484、几何尺寸计算（1 ）计算分度圆直径d1z1m=d2z2m（2）计算中心距d1d2a238.86MPa1.44720.013790.016281.7140mmZ1取 28z2取 14056mm280mm168mm56mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准=280.964N m1、选择轴的材料，确定许用应力轴的材料为 45#钢，调质处理，查表15-1抗拉强度极限b=640MPa，屈服强度极限s=355MPa，弯曲疲劳极限127

13、5MPa，剪切疲劳极限1=155MPa，需用弯曲应力1=60MPa。2、求作用在齿轮上的力d2mtz2=Ft2T2d2Frtancos3、初步确定轴的最小直径根据表 15-3，取A0=112取 35mm 由此确定联轴器的型号280mm2006.89N730.45N34.46mm联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表 14-1 得取KA=1.3 则:已知输出轴上的功率P2=2.806kW 转速n2=96.328r/min 转矩T?dminGB/T5014-2003，选用 LX2 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 560N m,孔径d|=35mm，半联轴器长度 L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长

14、度L|=82mm。4、轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案在一级减速器中，将齿轮置于箱体中央，轴承对称分布，轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴肩和套筒实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合实现周向定位，选用图示装配方案。(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径估算轴 d= 35 mr 作为外伸端直径与联轴器相配。联轴器靠轴肩实现轴向疋位，第一段直径取d2=45mmd3应大于d2，取d3=50mm为了 便于齿轮装卸和齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=55mm齿轮用套筒和轴肩疋位，轴肩直径d5-63mm满足另一侧轴承的安装要求，根据选定轴承的型号，设置阶梯轴d6=50mm,两侧轴承相同。(3)

15、选择轴承型号初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力，故选用深沟轴承，根据轴的直径选择轴承为 6010,其尺寸为 d D B=50 80 16mm。(4)确定轴的各段直径和长度I段：d= 35mm长度为。L|=80mm。n段：d2=45mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一疋距离。取套筒长为20mm 取L2=50mm。川段：d3=50mrpL3=45mm。W段：d4=55mm考虑齿轮段长度应比轮毂宽度小，L4=56mmV段：d5=63mrp取L5=10mmW段：安装轴承与挡油环，初选6010, B=16mm 则L6=28mm算得轴承支撑跨距 L=116mm5、轴的强度校核365.253

16、N m(2)求径向力Fr=Fttan=(3)轴承支反力:FBYFr/2=FAZFBZR/2=(4)弯矩两边对称，截面C 的弯矩对称截面 C 在垂直面的弯矩为MC1FAYL / 2=截面 C 在水平面的弯矩为MC2FAZL / 2(5)=0.6caWca1=60MPa。所以轴满足强度要求。2006.89N730.45N365.225N1003.445N21.18N m58.20N m10.132MPayxMeib)六、主动轴的设计已知输出轴上的功率 R=2.951kW 转速n1=480r/min 转矩=58.713N m1、选择轴的材料，确定许用应力轴的材料为 45#钢，调质处理，查表 15-1

17、抗拉强度极限b=640MPa，屈服强度极限s=355MPa，弯曲疲劳极限1275MPa，剪切疲劳极限1=155MPa，需用弯曲应力=60MPa。2、初步确定轴的最小直径根据表 15-3，取Ao=112dminA0yn =取最小直径为 25mm3、轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径估算轴 d= 25 mr 作为外伸端直径与 V 带轮相配。V 带轮靠轴肩实现轴向定位，第一段直径取d2=35mmd3应大于d2，取d3=40mrnd4应大于d3，满足另一侧轴承的安装要求，根据选定轴承的型号，设置阶梯轴取d4=d6=45mm两侧轴承相同。(2)选择轴承型号初步选择滚动轴承，因轴承只受径

18、向力，故选用深沟轴承，根据轴的直径选择轴承为 6008，其尺寸为 d D B=40 68 15mm。(3)确定轴的各段直径和长度I段：d= 25mm长度为。L1=40mm。n段：d2=35mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有疋距离。取L2=50mm。川段：d3=50mmL3=27mm。W段：d4=55mm考虑齿轮端面和箱体内壁，L4=10.5 mmVI 段：d6=45mm取L6=10.5mm20.52mm(1)求圆周力 Ft2Tidi(2)求径向力Fr=Fttan=(3)轴承支反力：FAYFBYFr/ 2=FAZFBZR/2=(4)弯矩两边对称，截面C 的弯矩对称截面 C 在垂直

19、面的弯矩为MC1FAYL/2=截面 C 在水平面的弯矩为MC2FAZL / 2(5)=0.6caca1=60MPa。所以轴满足强度要求。七、滚动轴承的校核计算1、从动轴轴承预计寿命Lh=10 300 16=48000h轴承型号 6010,查得 d D B=50 80 16mm。基本额定动载荷Cr= 22.0kN,基本额定静载荷C0r=16.2 kN,极限转速 7000r/min。已知 n=96.328r/min，=730.45NPF=730.45Nh所以预期寿命足够2、主动轴轴承预计寿命Lh=10 300 16=48000h轴承型号 6008，查得 d D B=45 68 15mm。基本额定动

20、载荷Cr= 17.0kN,基本额定静载荷C0r=11.8 kN，极限转速 8500r/min。已知 n=480r/min，Fr=763.21NPrF0rFr=763.21N2096.89N763.21N381.60N1048.45N21.1788N m58.19N m5.93MPa1887425h106CLhk( J =60 n P所以轴承符合预期寿命八、键的选择和校核查表 11-26 取：1高速轴和 V 带轮联接键为： 键 8X25 GB1096-79,2. 大齿轮与轴联接的键为：键 16X45 GB1096-79,3.轴与联轴器的键为： 键 10X70GB1096-79。1、大齿轮与轴上键的强度校核键 10X45 GB1096-79bx h=16X 10, L =45mm,则Ls=L-b=45 -16 = 19 mm(1)圆周力Fr2上=rd2F(2 )挤压强度p去=PhLsPP(3 )剪切强度2FrbLs所以该键强度足够2、高速轴和 V 带轮联接键的强度校核