一级圆柱齿轮减速器

1、设计题目：带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器。设计的主要内容：（1）电动机的选择与运动参数计算；（2）齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和连轴器的选择与校核；（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写（8）选择一主要零件完成数控加工设计（9）对一主要零件进行三维建模说明：（8），（ 9）为任选题目、传动方案拟疋二、电动机的选择三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比-四、运动参数及动力参数计算 五、V带传动设计六、齿轮传动设计七、车由的设计八、滚动轴承的选择及校核计算九、键的校核计算十、联轴器的选择十、润滑与密封 十二、减速器附件的选择及简要说明 十三、

2、箱体主要结构尺寸的计算一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1总体布局简图LXBK1带传动 2电动机 3减速机 4联轴器 5转筒 6传送带2工作情况：载荷平稳、单向旋转3原始数据已知条件数 据转筒直径D(mm)250传送带牵引力F(KN)1 . 5传送带速度V(m/s)1使用年限(年)51、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求 和条件,选用丫系列三相异步电动机。2、选择电动机的容量工作机所需功率PW= FV1000 nw工作机的效率n对带式输送机取nw =0.94带入上述得：Pw =-1000 nw=1500 X1/ (1000 X0.94 )1.

3、6KW3. 确定电动机的功率：电动机输出功率 Po=Pw/ n式中n为电动机至滚筒轴的传动装置总效率(1) 传动装置的总效率：查表22 ,取V带传动效率n为0.96，滚动轴承(两 对)n为0.99 ,齿轮效率n为0.97 ,联轴器效率n为0.98由n总=耳带X?轴承齿轮Xr联轴器滚筒=0.96 X0.99 X0.99 X0.97 X0.98=0.90(2) 电机所需的工作功率：PwPo =1.77KW 因载荷平稳，电动机额定功率 Pm只需略大于Po即可，安表10-1中丫系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW(3确定电动机的转速滚筒轴工作转速为；门 W=60x1000V/(冗D

4、)=60x1000x1/( nx250)=76.39r/min安表2-1推荐的各级传动比范围为：V带传动比 范围i'=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围：i=3-5,贝U总传动比范围=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选范围为：n -i ' nw=(6-20)x76.39符合这一范围的同步转速有750r/min 和1000r/min 三种，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min 的丫系列电动机Y100L1 -4,其满载转速 n w=1420r/min(3) 选用电动机查JB/T96161999 选用 Y100L1 -4 三相异步电动机

5、，主要参数如下表1-2 :型额定转速堵转最大号功率r/mi扭矩转矩KWn额定额定转矩转矩Y100L1 -2.21422.22.240三、各轴运动的总传动比并分配各级传动1、总传动比：工作机的转速n 筒=60x1000V/(冗D)=60x1000x1/(nx250)=76.39r/mini 总=n 电动 /n 筒 = 1420/76.93 = 18.62、分配各级传动比i总=i齿xi带为使V带传动的外廓尺寸不致过大,取V带传动的传动比i带=4，则齿轮传动比：i 齿=i 总/ 带=18.6/4=4.65四、运动参数及动力参数计算1、 计算各轴转速(r/min )n 电=1420r/min)n i=

6、 n 电/i 带=1420/4 = 355(r/min)n n = n i /i 齿=355/4.65 = 76.34(r/min)n 筒=n n = 76.34(r/min)2、 计算各轴的功率(KW )P 电=Po = 1.77KWP i = Po xnt = 1.77 X0.96 = 1.7KWPn= Po xn由承 Xr齿轮=1.7 X0.99 X0.97=1.57KWP 筒 = P i xn由承 Xr联轴器=1.57 X0.99 X0.98 =1.52KW3、计算各轴转矩T 电=9550Po/n 电=9550 X1.77/1420=11.9NTI = 9550Pi/n i =9550

7、 :X1.7/355=45.73Nmt n =9550Pn/nn =9550X1.57/76.34=196.4NmT 筒 =9550P筒/n筒=9550X1.52/76.34=190.15N m将上述数据列表如下：由名参数电动机I轴II轴滚筒轴转速 n(r/min)142035576.3476.34功率p(kw)1.771.71.571.52转矩T(N m)11.945.73196.4190.15传动比i44.651.00效率n0.960.960.98五、V带传动设计1、选择普通v带截型由表 15-8 得：kA = 1.2 P 电=2.2KWPC = KA P 电=1.2 X2.2 = 2.6

8、4KW据 PC = 2.64KW 和 n 电=1420r/min由图15-8得：选用A型V带2、确定小带轮基准直径由表 15-8 ,表 15-4 ,表 15-6 ,取 dd1 = 100mm3、确定大带轮基准直径dd2 = i 带=4 X100 = 400mm4、验算带速带速 V : V =ndd1 n 1/ (60 X1000 )= nX100 X1420/(60 X1000 )=7.43m/s带速太高,离心力增大,使带与带轮间的磨檫力减小 易打滑,带速太低,传动功率一定时所需的有效拉力过 大，也会打滑。一般应使普通V带在5 25m/s范围内 在5 25m/s范围内，带速合适5、初定中心距a

9、o0.7 ( dd1+ dd2 )wa° <2 ( dd1+ dd2 )得 350 <ao <1000取 a。= 700mm6、确定带的基准长Lddd1)2/4a02/(4 X700)查表15-7得P0i查表15-9得厶得 Kl = 0.96Ld = 2a°+ 冗(dd1+ dd2)/2+( d d2=2 X700+3.14(100+400)+(400-100)=2217.5mm根据表15-2选取相近的 Ld = 2240mm7、确定实际中心距aaa0+(Ld-L 0)/2=700+(2240-2217.54)/2=722.64mm8、验算小带轮包角a1

10、= 180 °57.3 °©d2-dd1)/ a=180 °-57.3 ° )(400-100)/72.64=156.2 °>120 适用)9、确定带的根数单根v带传递的额定功率.据dd1和n1,=1.32KWi工1时单根V带的额定功率增量.据带型及Z 三 PC/(P1+ P1)K aKL=5.24/(1.32+0.17)X0.93 X0.96=1.98取Z = 2根10、计算轴上压力由表15-1查得q = 0.11kg/m,单根V带的初拉力F0 = 500 男(2环 a-1 ) +qV 2=500x2.642x7.43=156

11、.03kN则作用在轴承的压力 FQFQ = 2ZF0sin( a/2)=2 X2 X156.03sin(156.0372)=610.7N11、计算带轮的宽度BB =( Z-1 ) e+2f=(2-1 ) X15+2 X9=33mm六、齿轮传动设计(1) 选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传 动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW大齿轮材料也为 45钢，正火处理,硬度为169-217HBW;精度等级：运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度(2) 按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿

12、面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：di= 载荷系数K 查表13-8 K = 1.2 转矩 TITI = 45730N mm 解除疲劳许用应力oH =cHiim Zn/Sh按齿面硬度中间值查图13-32 oHlim1 = 600MpaOH lim2 = 550Mpa接触疲劳寿命系数 Zn :按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N = 60njtn 计算=5.11x10N2 = N1/i 齿=5.11x10 7/4.65=1.1 X107查图 13-34 中曲线 1 ,得 ZN1 = 1.05 ZN2 = 1.13按一般可靠度要求选取安全系数Sh = 1.00H1

13、= (jHlim 1 ZN1/S Hmin=600x1.05/1=630 Mpa0H2 = QHlim 2 ZN2/SHmin=550x1.13/1=621.5Mpa故得：a H=621.5Mpa 计算小齿轮分度圆直径d1由表13-9按齿轮相对轴承对称布置，取 馭=1.08 Zh =2.5由表 13-10 得 Ze= 189.8 ,N/mm2将上述参数代入下式d132x1.2x45730X1.08189.8x2.5 仁I X< 621.5 丿4.65 14.65=42.68mm取 d 1 = 50mm 计算圆周速度v = ni nd1 /(60 X1000)=355 X3.14 X50

14、/( 60 X1000 )=0.93m /sV v 6m / s故取8级精度合适(3) 确定主要参数 齿数取Z1 = 20Z2 = Z1Xi 齿=20 X4.65 93 模数m = d1 / Z1 = 50 / 20 = 2.5符合标准模数第一系列 分度圆直径d2 = Z2 m = 93 X2.5 = 232.5 mm 中心距a =( di+ d 2)/ 2=(50+232.5 ) / 2=141.25mm 齿宽b = ©ddl = 1.08 X50 = 54mm取 b2 = 60mm bi = b2+5 mm = 65 mm(4) 校核齿根弯曲疲劳强度齿形因数YFS查图13-30Y

15、FS1 = 4.26 YFS2 = 3.97许用弯曲应力十dF = oflim YN/S f由图13-31 按齿面硬度中间值得dFlim1 = 240Mpa(rFlim2 = 220Mpa由图13-33 得弯曲疲劳寿命系数 Yn : Yn1 =1YN2 = 1按一般可靠性要求,取弯曲疲劳安全系数 Sf= 1 计算得弯曲疲劳许用应力为F1 =aFlim1 YN1/S f= 240 x 1/1 =240MpaF2 = (rFlim2 Yn2/Sf= 220 x 1/1 220Mpa校核计算(jFi = 2KT iYfsi/ (bimdi)=2 X1.2 X45730 X4.35/ ( 60 X2.

16、5 X50 )= 63.66M pa< Fl十2 =fF1 YFS2/Y FS1=63.66 X3.97/4.26=57.8Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5) 齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径dada1 = d1+2ha = 60+5 = 65mmda2 = d2+ ha = 232.5+5 = 237.5mm齿全高hh = (2 ha*+c*)m = (2+0.25) X2.5 = 5.625 mm 齿根高 hf =( ha*+c* ) m = 1.25 X2.5 = 3.125mm 齿顶高 ha = ha*m = 1 X2.5 = 2.5mm齿根圆直径dfdf1 = d

17、1-2hf = 60-6.25 = 53.75mmdf2 = d2-2hf = 232.5-6.25 = 226.25mm(6) 齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板 式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d = 60mm轮毂直径 Di= 1.6d = 60 X1.6 = 96mm轮毂长度 L= 1.2d = 1.2 X60 = 72mm轮缘厚度 80 = (3-4)m = 7.5-10mm取SO = 10mm轮缘内径 D2= da2-2h-2 80 = 237.5-2 X5.625 - 20=206.25 mm取 D2 = 206mm腹板厚度 C= (0.2-0.

18、3)b = 12-18mm取 C= 18mm腹板中心孔直径 Do = 0.5(D 1+D 2) = 0.5(96+216)=156mm腹板孔直径 d0 = 15-25mm 取do = 20mm齿轮倒角取C2七、轴的设计从动轴设计1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢,调质处理。查表19-14 可知：曲=600Mpa,查表 19-17 可知：ob-1 = 55Mpa2、按扭矩估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：查表 19-16 A = 115则 d >115 xJ1157 mm = 31.51mmH 76

19、.34考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 d = 31.51 X1.05 = 33.09mm要选联轴器的转矩 TcTc= KT n = 1.5 X196400 = 2.95 X10 5 N mm（查表20-1 工况系数K = 1.5）查附录6选用连轴器型号为 YL9考虑联轴器孔径系列标准故取d = 38mm3、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以 及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。(1) 联轴器的选择联轴器的型号为YL9联轴器：38 X112(2) 确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器

20、，齿轮靠轴 环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。(3) 确定各段轴的直径将估算轴d = 38mm 作为外伸端直径di与联轴器相 配(如图)，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 = 41mm ,齿轮和右端轴承从右侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2 ,取d3 =45mm ,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3 ,取d4 = 50mm 。齿轮左端用轴环固定，右端用挡油环定 位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应

21、满足左侧轴承的安装要求,d5 =55mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相 同,取 d6 = 45mm.(4) 选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承，代号为6209,轴承宽度B=19 o由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L= 119mm4、按弯矩复合强度校核(1) 齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T= Tn = 196.4N m齿轮作用力：圆周力：Ft = 2000T/d = 2000 X196.4/232.5=1689.46N径向力：Fr = Fttan20 °=689.46 xtan20 °=614.96N(2 )因为该轴两轴承对称，所以：LA = LB

22、 =59.5mm(3)计算支承反力Fha = Fhb = Ft/2 = 1689.46/2 = 844.37NFva = FVB = Fr/2 = 614.96/2 = 307.48N由两边对称,知截面的弯矩也对称。截面在水平面弯矩为MHC = FHA L/2 = 844.37 X119 +2000 = 47.52N/m截面在竖直面上弯矩为：M VC = Fva L/2= 307.48 X119 +2000 =18.25N/mMC= (M HC2+M VC2)? =( 47.52 2+18.25 2)?=N/m转矩:T = T n= 196.4N m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动

23、循环变化，取a =0.6 ,中间截面处的当量弯矩：Me = M C2+( a T)2=116.4+(0.6 X196.4) 2?=165.6 N m(9)校核危险截面所需的直径de =Me0.1& b 43 165.6x103.0.1x55=31.1mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de = 31.1 X1.05 = 32.7mm v 50mm结论：该轴强度足够主动轴的设计1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查1表 19-14 可知：曲=600Mpa,查1表 19-17 可知：a b1 = 55Mpa2、按扭矩估算轴的最小直径单级齿轮减速器的高速轴为转轴 ,

24、输入端与 带轮相接，从结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直 径为：查表 19-16 A = 115贝V d >115 X3 1.7 mm = 19.4mmV355考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 19.4 X1.05 = 20.37mm选取标准直径d = 30mm3、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。(1) 确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中,可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中 央，轴承对称布置。两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴 向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定

25、，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。(2) 确定各段轴的直径将估算轴d = 30mm 作为外伸端直径di与带轮相配(如图)，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2 = 35mm ,装轴承处 d3 应大于 d2，取d3 = 40mm ,齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3，取d4 =45mm。齿轮左端直径 d5与d4相同，d5 = 50mm,左端轴 承处轴径d6与右端相等取45mm,d7与右端轴承处轴径相 等，d6 = 40mm.(4)选择轴承型号由附表5-1初选深沟球轴承，代号为6208,轴承宽度B=18 o(5) 确定轴各段直径和长度由草绘图得I 段：di = 3

26、0mm长度 L1 = 45mmII 段:d2 = 35mm长度 L2 = 50mmIII 段：d3 = 40mm长度 L3 = 28mmIV 段：d4 = 45mm长度L4 = 8mmV 段:d5 = 50mm长度 L5 = 65mmW 段:d4=45mm长度L6=8mmVD 段:d7=40mm长度 L7=28mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L= 119mm4、按弯矩复合强度校核(1) 齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T= T 1 = 45.7N m小齿轮与大齿轮啮合,受的力为作用力与反作用圆周力：Ft = 1828N径向力：Fr = 665.392N(2 )因为该轴两轴承对称，所以：L

27、A = LB =59.5mm(3) 计算支承反力水平平面内以 B点为支点(FQ离B点为87.5 )EMB = 0 ; -FHA X119- Fr X59.5-FQ X87.5 = 0FHA = - ( Fr X59.5+ FQ X87.5 ) / 119=-(665.392 X59.5+610.7 X87.5 ) / 119=-377.3NEFy = 0;FHA+Fr+FHB-FQ = 0FHB = FQ-FHA Fr=322.6N竖直平面内FVA = FVB = Ft/2 = 1828/2 = 914N在水平面弯矩为M HC = Fha L/2= -377.3 X119/2000=22.45

28、 N mM HB = -Fq X87.5/1000 = -610.7 X87.5/1000 = -53.4 N m由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在竖直面上弯矩为：M VC= FvaL/2 = 914 X119 *2000 = 54.4 N m(6) 绘制合弯矩图(如图d)M C= (M HC2+M VC2)? =( 22.45 2+54.4 2)?=58.8N mM B= (M HB2)? = -53.4 N m转矩：t = T I = 45.7N m(8)校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化0.6，此轴为此轮轴截面B处的当量弯矩：Me = M C2+( a T)2=58.

29、8 2+(0.6 X45.7) 2?=39.8 N m(9)校核危险截面B所需的直径de = 3 Me = 3 39&1030.1& b A 0.1x55=19.3mm v 43.75mm结论：该轴强度足够。八、滚动轴承的选择及校核计算(1)根据根据条件，轴承预计寿命Lh = 10 X 300 x 16l8©00h从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为：6209,查附表5-1基本额定动载荷 Cr = 21KN查表 19-6 Kp = 1两轴承径向反力Fva = Fvb = Ft/2 = 1689.46/2=844.73NP= Kp XFR1= 1 X1689.43 = 1

30、689.43NCr' = P3iX=1689.43 X3；24000x76.3416667=8093N v Cr故所选用轴承合适(2) 主动轴上的轴承：由初选的轴承的型号为:6209查附表5-1基本额定动载荷 Cr = 29500KN查表 19-6 Kp = 1P = Kp XFBR= 1 X=665.392NCr'=p厲=665.392 灯聲箸5 =5320N v Cr故所选用轴承合适九、键的校核计算(1 )主动轴外伸端 d=30mm ,考虑到键在轴中部安装故选键 8x40 (GB/T1096-2003)b=8mm h=7mm L=40mm选择45钢,查表19-11其许用挤压应力op=100-120MPaop=4 T/dhL=4x45.73x1000/30x7x(40-8)=27.2MPa< p故所选键联接强度足够(2) 从动轴外伸端 d=38mm ,考虑到键在轴中部安装 故选键 10x105(GB/T1096-2003)b=10mm h=8mm L=105mm选择45钢，其许用挤压应力op=100-120MPaop=4 T/dhL=4x196.4x1000/38x8x(105-10)=27.2MPa< p故所选键联接强度足够。(3) 与齿轮联接处 d=