一级圆柱齿轮减速器设计说明书

1、精密仪器课程设计 设计题目：一级齿轮减速器 班 级： 13030341 学 号： 1303034125 姓 名： 杨晓建 指导老师： 张红艳 目 录一、电动机的选择 - 4二、传动比的分配 - 5 三、传动装置各轴的运动和动力参数 - 5 四、V带的设计与计算 - 7 五、齿轮的选择 - 10六、轴的设计- 131、轴的设计 （高速轴） - 13 2、轴的设计 （低速轴） - 19七、减速箱的设计 - 25 八、润滑的选择 - 26 九、参考文献 - 27 精密仪器课程设计任务书1、设计:带式运输传动系统2、题目:要求：传动装置含有圆柱齿轮减速器3、原始:1）运输带工作拉力：F= 1789N

2、2）运输带工作速度V=2m/s 3)运输机卷筒直径D=400mm4、传动简图1、V带运动 2、运动带3一级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、电动机 6、卷筒5、工作条件:连续单向运转，载荷平稳，空载起动，380/220V的三相交流电源。6、技术要求:使用年限8年，小批量生产，两班制工作， 7、设计任务:说明书一份，装配图一份一、电动机的选择1、 确定电动机的类型按工作要求选择Y系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机，电压380/220V2、选择电动机的容量查机械设计课程设计按（2-1）式电动机所需功率为 ，按（2-2）式工作所需功率为 ，传动装置的总效率为按表2-3确定各部分效率，V带传动效率，滚动轴

3、承传动效率，闭式齿轮传动效率，联轴器，传动滚筒，所需电动机功率为，因为载荷平稳电动机额定功率Ped大于Pd即可。3、确定电动机转速滚筒工作转速，V带传动比常用范围i带=24，齿轮传动比常用范围为i齿=35，i总范围为620，故电动机转速nd=inw=(620)×170.9=(1025.43418)r/min,符合这一范围同步转速有1500r/min由表16-1得电动机数据及计算的总传动比：（表一）电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩总传动比iY132M-83KW710r/min2.02.05.90Y132S-63KW960 r/min2.02.08.0Y100L2-43KW14

4、40r/min2.22.211.82根据表中数据，综合考虑，选用电动机为Y100L2-4，传动比为11.82，易于分配传动比。二、 分配传动比1、总传动比 i总=n电/nw=1440/120.31=8.432、分配传动装置上各级传动比由机械设计课程中表2-1取V带传动：比i=24，取i带=3则减速器传动比为三、传动装置各轴的运动动力参数1、I轴（高速轴）P1=Po1=3.041KW 2、轴（低速轴）P2=PO·01·2·3=2.919KW4、轴（滚筒轴）P3=P2·2·4=2.89KW 输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率0

5、.99各轴运动和动力参数：（表二）轴名称功率(KW)转速(r/min)转矩(N·mm)I3.9932420200II3.799640800III3.04196162001、选择V带型号查机械设计基础表6-5根据工作条件系数KA=1.3,由式（6-14）得Pd=KAP,Pd=1.3×2.4=3.12KW,根据Pd和n1查图6-8选A型带2、确定带轮的基准直径dd1、dd2(1)选取小带轮的直径dd1，由于Pd-n坐标的交点落在图6-8中A型带区内虚线的上方故选dd1=100mm（2）确定带轮的基准直径 取小带轮直径d1=100mm>=75mm 所以大带轮直径d2=n1/

6、n2*d1=210mm 实际传动轮转速 V= =6.6m/s 带速一般应在525之间,V=6.6m/s，合适3、确定中心距和带的基准长度Ld(1)初定中心距a0根据式（6-16）0.7（dd1+dd2）a02(dd1+dd2) ,0.7×(100+210)a02×(100+210)，所以a0取600mm(2)确定带的长度Ld由式（6-17）计算Ld 查表取Ld=1500mm,中心距a0=600mm(4)验证小带轮包角1由式（16-9）得因为 ， ，所以合适(5)确定V带的根数Z因为，A型带，i=3,查表6-3得，,P=0.11,查表6-4得，查表6-2得将各数值代入式（6-

7、20）中 取Z=3(6)计算初拉力F0查表6-1，A型带 q=0.10·m 由式(6-21)得(7)计算带作用在轴上的力Fr(8)带轮的结构设计查机械设计基础表6-1，小带轮dd1=100mm采用实心轮，大带轮dd2=210mm,采用H型孔板轮，取轮缘宽度B=（Z-1）e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm,根据机械设计基础表6-1，取孔径d=25mm,按表6-1确定结构尺寸，基准宽，bd=11mm,槽顶宽b=13.2mm,基准到槽顶高hmin=2.75mm,基准到槽府深hmin=8.7mm,第一槽到端面距离f=10mm,槽间距e=15mm,最小轮缘厚=6

8、mm,轮缘外径da=dd+2ha=300+2×2.75=305.5mm,轮缘内径d2=dd-2(hf+)=300-2×(8.7+6)=270.6mm,槽楔角=340，腹板厚s=15mm.五、齿轮的选择1、确定材料确定许应力查机械设计基础，因为传动带为轻冲击载荷，大小齿轮均用40Cr调质处理硬度,H1=H2=4855计算时取H1=H2=52HRC精度等级8级，根据表8-8,Ra=1.6m,速度V 6（m·s-1）,HLin1=HLim2=1200MPa,查图8-40得，H1=H2=0.96×HLim=0.96×1200=1080MPa，查图8-4

9、2得，FLim1=FLim2=370MPa，单向受力，F1= F2=1.4×FLim1=518MPa2、初定主要尺寸(1)传动比对于一般单级减速器传动i7,在前面已经计算出i=2.7(2)齿数Z一般齿数Z17，避免产生根切现象取Z1=25(3)齿宽系数d 根据机械设计基础查表8-15d=0.6，Z2=iZ1=2.7×25=68(4)齿数比=(5)载荷系数K查表K=1.4，转矩T1=74.61×103N·m(6)材料弹性系数查表，(7)节点区域系数查图ZH=2.5， ，对于传递动力地齿轮，模数不宜小于1.52mm，以免模数过小发生意外断齿，根据机械设计基础

10、表8-2，选m=2.53、计算齿轮主要参数小齿轮的分度圆直径dd1=mz1=2.5×25=62.5mm,d2=mz2=2.5×68=170mm计算圆周速度Z1=25，Z2=68，i齿=2.7，m=2.5,d1=mz1=2.5×25=62.5mm,d2=mz2=2.5×68=170mm,ha=ha*m=1×2.5=2.5,hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.13,h=ha+hf=2.5+.3.13=5.63mm,P=m=3.14×2.5=7.85mm,S=m/2=7.85/2=3.93mm,b2=b=dd1

11、=0.6×62.5=37.5mm,取40mm，b1=b+(510)=(42.547.5)mm略大于b2,b1取45mmdh1=mz1·cos=2.5×25×0.94=59mm,dh2=mz2·cos=2.5×68×0.94=160mm,da1=d1+2ha=62.5+2×2.5=67.5mm,da2=d2+2ha=170+2×2.5=175mm,df1=d1-2hf=62.5-2×3.13=56.24mm,df2=d2-2hf=170-2×3.13=163.74mm,中心距=a=m/2

12、(z1+z2)=2.5/2×(25+68)=116.25mm4、校核齿面接触强度 所以合适5、校核齿根弯曲疲劳强度 所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式，大齿轮采用盘式齿轮.齿轮图六、轴的设计(一)轴的设计1、轴为高速轴齿轮轴采用45#正火,查机械设计基础表14-8b=600MPa ,b-1=55MPa2、按扭转强度初估轴的最小直径查表14-7，A=118mm,按式（14-6）得查机械课程设计表13-5，取d1=25mm3、初定齿轮与轴承的润滑初定圆周速度初定齿轮由油浴润滑，轴承采用油润滑。4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮，无轴向力，选择两端面单向固定右端用轴肩定位，左端用轴端档圈固定

13、，用C型普通键联接带轮，并实现周向定位。5、定向尺寸确定轴段d1=25mm,逐段相邻直径d2起定位作用，用定位轴肩h=(0.070.1)d,取d2d1+2h25+2×(0.070.1)×25=(28.530)mm,该直径处安装密封毡圈，取标准直径d2=30mm,d3与轴承内径配合为便于轴承安装d3d2,查机械课程设计表11-1,d3=35mm,取深沟球轴承6007，d5为齿轮部分，取d5=da1=67.5mm,d4取46mm,d6=d4=46mm,因d7处安装轴承，d7=d3=35mm6、轴向尺寸的确定与传动零件（如齿轮、带轮、联轴器等）相配合的轴段，一般略小于传动零件的轮

14、毂宽度，L1处安装带轮取L1=50-2=48mm。L5处为齿轮部分，L5=45mm,齿轮距箱壁1015mm，取10mm,采用油润滑取=3，所以L6=L4=3+10=13mm轴承宽为14mm，L3=L7=14mm,分箱面宽L=47mm,轴承盖螺钉至皮带轮距离1=1015mm,取短盖e=7.2mm,m=32mm,D=62mm,D4=D-(1015)=(5241)mm,取D4=50mm,D0=62+2.5d3=77mm,D2=D0+2.5d3=92mm，D6=D-(24)=6058mm,取D6=60mm,e1=18mm,端盖处为了便于螺钉装卸留1015mm，取10mm,L2=32+7.2+4+10=

15、53.2mm,取54mm,轴总L=48+54+14+13+45+13+14=201mm,两轴承中心距L=14+13+45+13=85mm7、强度校核(1)齿轮的切向力 Ft1=2T/d=2×74.61×103/62.5=2387.5N齿轮的径向力 Fr1=Ft1·tan=2387.5×tan20。=868.98N(2)带轮的切向力 Ft2=0N 带轮的径向力 Fr2=960.44N(3)轴的受力分析，绘制轴受力图（a），绘制水平受力图（b），并求支反力FH1、FH2，水平面85FH=（85+85）Fr2-42.5Fr1=170××86

16、8.98=126343.15NFH=1486.39N85FH=42.5Fr1+85Fr2=42.5×868.98+85×960.44=118569.05NFH=1394.93N绘制垂直受力图（d）85Fv=42.5 Ft1=42.5×2387.5=101468.75NFv=1193.75N85Fv=42.5 Ft1=42.5×2387.5=101468.75NFv=1193.75N(4)绘制弯矩图， 水平面弯矩图（a）a截面 MH=85×Fr2=85×960.44=81637.4N·mmb截面 MHb=42.5×F

17、H=42.5×1394.93=59284.53N·mm垂直平面弯矩图(e) Mvb=42.5 Fv=42.5×1193.75=50734.38N·mm合成弯矩图f(5)绘制转矩图(g) 转矩T=74.61×103N·mm(6)绘制当量转矩图)(h)单向运转转矩为脉动循环=0.6,aT=0.6×74.61×103=44766N·mmb截面合成弯矩截面合成弯矩(7)分别校核，a,b截面考虑到a处存在键槽实际直径分别为25mm,67.5mm 强度足够.受力图：图一(8)轴承的强度校核使用深沟球轴承6007，F&

18、gt;F只需验证处轴承可查机械课程设计，表11-1深沟球轴承6007，Cr=16.2KN,C0r=10.5KN,直齿圆柱齿轮无处载荷Fa=0,取X=1，Y=0，查机械设计基础表14-10，KP=1.1，P=KP·X·F=1.1×1×1906.4=2097.04N。轴承寿命查机械设计基础式14-10，轴承通常在1000030000h，所以所选轴承合适。(9)键的设计与校核1）选用A型普通平键2）按轴径d=25,查机械设计基础表2-1，键宽b=8,h=7.L=1890,L=48-(5-10)=(4338)mm, 取L=40，标记为键8×40GB10

19、96-79查机械设计基础表2-2， 所选择的键强度合格轴1图(二)、轴的设计1、 轴为低速轴，选用45#钢正火，查机械设计基础表14-1取b=600MPa,由表14-8-1=55MPa2、按扭转强度的直径；由机械设计基础表14-7的A=118，按式14-6得取d1=32mm3、齿轮的润滑齿轮圆周速度V=dn/60×1000=×170×118.51/60×1000=1.05m/s,确定齿轮使用油浴润滑，轴承使用油润滑。4、轴系的初步设计采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向力，采用两端单向固定，左端轴肩定位，右端轴肩挡圈固定，齿轮左端轴肩定位，右端套筒定位，采用A型

20、普通平键连接齿轮，联轴器处选用A型普通平键连接。5、轴的结构设计(1)径向尺寸的设计轴径d1=32mm,与联轴器连接，d2起定位固定作用，取轴高h=(0.070.1)d1=(0.070.1)×32=(2.243.2)mm,取h=2.6mm,d2=d1+2h=32+2×2.6=37.2mm,取d2=38mm,d3处安装轴承取d3=45mm,为了便于轴承的安装，选定轴承6009，d4为齿轮部分为了便于装配取d4=50mm,d5起定位作用h=(0.070.1)d4=(0.070.1)×50=(3.55)mm,取h=4mm,d5=d3+2×4=58mm,取d5=

21、58mm,d6起定位轴承作用，d6=52mm,d7处安装轴承取d7=d3=45mm.(2）轴向尺寸的确定与传动体配合轴段长一般小于传动件宽度，齿轮宽B=40mm,取L4=38mm,轴承器选YLD凸缘联轴器，YL6是标记联轴器J32×60/J130×60GB5843-86，取L1=60mm,轴承宽取15mm,齿轮距箱内壁为10mm，采用油润滑，=5mm,分箱用M12螺栓连接，L5=10mm,L6=7.5mm,L7处与轴承连接，取L7=16mm,L3上装有轴套和轴承，轴套取为17.5mm，轴套起定位作用，D0取50mm,小径取D1=45mm,L3=17.5+16+2=35.5m

22、m,e=9.2mm,m=28mm,D=75mm,e1=16mm,D0=95mm,D2=D0+2.5d3=115mm,D4=D-15=60mm, D6=72mm,L2=28+9.6+5.3+10=52.9mm,取53mm,轴总长L=60+53+33.5+40+16+17.5=220mm,两轴承间距离L=17.5+40+17.5+16=91mm.(6)强度效核1)齿轮的切向力 Ft=2T/d=2×179.7×103/170=2114.11N齿轮的径向力 Fr=Ft·tan=2114.11×tan200=769.47N2)轴的受力分析(a)，并求支反力绘水平受

23、力图(b)FH=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74NFH=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74N垂直受力图（d）Fv=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06NFv=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06N绘制弯矩图(c),(e)b截面弯矩 水平MHb=45.5 FH=45.5×384.74=17505.67N·mm垂直MVb=45.5FVI=45.5×1057.06=48096.23N·mm合成弯矩图(f)

24、绘制转矩图(g)绘制当量转矩单向循环，转矩为脉动循环=0.6，aT=0.6×179.7×103=107820N·mm绘制扭矩图(h)a截面合成弯矩b截面合成弯矩分别校核a,b截面直径考虑键槽比实际选择的小，所以合适受力图：图二3）轴承的强度校核查机械课程设计表11-1，深沟球轴承6009的Cr=21KN,C0r=14.8kN,因采用直齿圆柱齿轮，所以无轴向力，取X=1，Y=0，查机械设计基础表14-10，KP=1.1，P=KP·X·F=1.1×1×1124.9=1237.39N,计算轴承的使用寿命，轴承通常在1000030000h，所以所选轴承型号合适。(7）键的设计1）联轴器和齿轮选用A型普通平键连接齿轮上的键的设计按轴径d=50mm,查机械设计基础表2-1，键宽b=14,h=9mm,L=1890,L=38-(5-10) 取L=28，标记为键14×28GB1096-79，查机械设计基础表2-2，所选择的键强度合格2)联轴器上键的设计按轴径d=32mm,查机械设计基础