单级圆柱齿轮减速器

计算项目及内容主要结果目录TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章设计任务书2\o"CurrentDocument"第二章传动方案的拟定3\o"CurrentDocument"第三章电动机的选取计算3第四章V带选择6\o"CurrentDocument"第五章齿轮设计7第六章轴的设计13\o"CurrentDocument"第七章轴承的校核22\o"CurrentDocument"第八章键的选择24\o"CurrentDocument"第九章联轴器的选择24\o"CurrentDocument"第十章润滑与密封25\o"CurrentDocument"第十^一'章设计小节25\o"CurrentDocument"第十二章参考资料28第一章设计任务书：一、课程设计题目设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产。使用期限10年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。原始数据：第2组：运输带拉力F=3X103N，运输带速度v=1.4m/s，卷筒直径D=450mm。原始数据运输带拉力F（N）运输带速度V（m/s）卷筒直径D（mm）第2组3x1031.4450二、课程设计内容1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2、传动零件（如齿轮、带传动）的设计；3、轴的设计；4、轴承及器组合部件设计；5、键联接的选择及校核6、箱体、润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；8、设计计算说明书的编写。三、课程设计的要求1、减速器装配图一张（1号图纸）；2、零件工作图两张（中间传动轴零件图，齿轮零件图）;3、设计计算说明书一份（包括总结）；

4、时间：12月22~1月9号。课程设计完成后进行答辩。第二章传动方案的分析与拟定Pw4.2kw本设计采用带传动和单级圆柱齿轮传动，传动见图如图2—1。0.81S2-1第三章电动机的选取计算一、电动机的选取：1、选择电动机类型：按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三项异步电动机，电压380V2、选择电动机容量：运输带拉力F=3x103N，运输带速度V=1.4m/s,工作机所需功率为：传动装置的总效率:3x103xL4=4.2kw1000i1=3.1i2=5.21V带传动效率门1=0.96，深沟球轴承传动效率（一对）门2=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率门3=0.97，联轴器传动效率门4=0.99，卷筒传动效率门5=0.90七=0.96x0.992x0.97x0.99x0.90=0.81电动机输出功率为:4.2P—wPd=门a=0.81=5.19kwPcd=K•Pd因载荷变化不大，k=1.0，Pcd=5.19kw，所选电动机额定功率为5.5kw3、确定电动机转速:滚筒轴工作转速:60x1000v60x1000x1.4n===59.42,/minw兀D兀x450V带传动比常用范围为《'=2〜4，单级圆柱齿轮减速器传动比i族8，总传动比范围，总传动比范围i，=16〜32，故电动机转速范围:nd'=(16〜32)x59.42=950.72〜1901.44r/min选择同步转速为1000r/min，电动机型号为：Y132M2-6，满载转速960r/min〃1=309.68,/minn2=59.41,/min总传动比为：.960i==16.1659.42选取i1=3.1，则i2=5.21二、各级转速计算：n=改=丝2=309.683mini13.1n=角=96°=59.41,/mini16.16三、传动装置的运动和动力参数电动机：P0=Pd=5.19kwn0=nm=960r/minT=9550P=9550x519=51.63N-m0n0960轴1（高速轴）：P1=P0•n1=5.19x0.96=4.98kwn=n0=^2=309.68r/mini13.1T=9550P=9550x4.98=153.57N-mn1309.68轴2（低速轴）：P2=P1-n2n3=4.98x0.99x0.97=4.78kwn960e「，•n=—0==59.41r/mini16.16T=9550P=9550x^78=768.37N-mn259.41轴3（滚筒轴）：P3=P2-n2n4=4.78x0.99x0.99=4.68kwn3=n2=59.41r/minT=9550P=9550x^68=752.30N-mn359.41取D2=375mm

1~3轴各轴的输出功率和输出转矩分别为各轴输入功率和输入转矩乘轴承效率：P；=P1-n2=4.98X0.99=4.93kwT1'=T1-n2=153.57x0.99=152.03N-mP2'=P2-n2=4.78x0.99=4.73kwL,=2500mmdT2'=T12-n2=768.37x0.99=760.69N-mP3'=P3-n2=4.68x0.99=4.63kwT3'=T3-n2=752.30x0.99=744.78L,=2500mmd轴名功率P/kw转矩T/N.m转速n/(r/min)传动比i效率n输入输出输入输出电动机5.1951.639603.10.961轴4.984.93153.57152.03309.685.210.962轴4.784.73768.37760.6959.41—滚筒轴4.684.63752.30744.7859.4110.98第四章V带选择、定V带型号和带轮直径：工作情况系数：由表，Ka=1.2计算功率：Pc="=L2x5.5=66kw选带型号：选A型小带轮直径：由表，取D]=125mmTOC\o"1-5"\h\z大带轮直径：D=(1-e)D^=(1-0.01)x125X960=383.62mm(设2n2309.68£=1%)大带轮转速：n=(1-e)D1^=(1-0.01)x125X960=316.8尸/min2D2375、计算带长：求D:D=D1+D2=125+375=250mmmm22

求A:△=D2-D1=375-125=125mm22初取中心距：a=800mm带长：L=nDm+2a+AA-=兀x250+2x800+1800-=2404.93mm基准长度：由图，L=2500mmd三、求中心距及包角中心距：L—冗D1Ioaa=电+—寸(L一兀D)2—8A244、m=2500一“x250+1J(2500—兀x250)2—8x1252=848.09mm44”小轮包角：a=180°—D2一D1x60°=180°—375一125x60°=162.31°1a848.09四、求带根数：带速：v="牛1=6.28m/s60x1000传动比：《=2=26L=3.031n2316.8带根数：由表11.8，p0=1.40而，由表11.7，ka=0.957由表11.12，kL=1.09，由表11.10，AP0=0.11而z=P=66=4.19(P+AP0)kakL(1.40+0.11)x0.957x1.09五、求轴上载荷：张紧力：uc.P,2.5—kF=500二(a)+qv2vzka=500x6.6x(Z5一0§57)+0.10x6.282=173.39N6.28x50.957由表q=0.10kg/mFq=1713.28N轴上载荷:a162一31°Fq=2zF0sin艺=2x5x173.39xsin—2—=1713.28N小带轮大带轮小带轮包角a162.31°直径d/mm125375转速r/min960309.68带型号A中心距a/mm848.09带长L/mm2404.93基准长度Ld/mm2500带速vm/s6.28传动比i3.03带根数z5轴上载荷Fq/N1713.28第五章齿轮设计因传动尺寸无严格限制，小批量生产，故小齿轮用45钢，调质处理，硬度241HB〜286HB，平均取为260HB，大齿轮用45钢，调质处理，硬度229HB〜286HB，平均240HB。计算步骤如下:、齿面接触疲劳计算:1、初步计算:转速:选8级精度,•=i=妙=5.332i13.03转矩:T=9550当=95504.98=153570N-mm1%309.68齿宽系数：由表，取中d=1.0接触疲劳极限：由图Z]=30bHliml=710MPaz2=160bHlim2=580MPa初步计算的许用接触应力:[bH1]=0.9bHlim1=0.9x710=639MPa[%〕=笊％iim2=笊x580=522Mpa鸟值：由表12.16，取鸟=85初步计算的小齿轮直径d1:d1>Ad3：3"h]2L.*=85x3：153.57X103xW=74.35

i231x52225.33Ft=4095.2N取d1=75mm初步齿宽b:b=中d-d1=1x75=75mm2、校核计算:圆周速度v:_nd1n1_kx75x309.68V=60x1000=60x1000=1.22m/s精度等级：由表，选8级精度齿数乙和模数m:初取齿数弓=30;z2=i2z1=5.33x30=159.9m=气=7530=2.5所以m取2.5z1=d]..m=30z2=160使用系数ka:由表，Ka=1.35动载系数K/由图，Kv=1.00th=58400h齿间载荷分布系数K，由表12.10，先求HaF=坦=2x153570=4095.2N'd175KF1.35x4095.2—==73.71N/mm<100N/mmb75「(11F八(11\靖=[1.88-3.2匕+三JJcosp=1.88-3.2x(布+面j=1.75Z=J土JW=0.87&丫3\3由此得：K〃===1.32HaZ20.872g齿向载荷分布系数K，由表Ha(b\2Kg=A+B—+C-10-3b=1.17+0.16x12+0.61x10-3x75=1.38Ha«载荷系数K:K=KKKKg=1.35x1.00x1.32x1.38=2.46AvHaHp弹性系数ZE:由表，ZE=189.8顼丽节点区域系数ZH：由表，ZH=2.5接触最小安全系数SHmin，由表，SHmin=1.05总工作时间th:th=10x365x16=58400h应力循环次数nl:Nl1=60ynth=60x1x309.68x58400=1.085x106vN1.085x106mNL2=-tl1=—533—=2.036x105接触寿命系数ZN：由图Zni=L52ZN2=L60许用接触应力t]：aH=602.06MPa<[。Hdi=75mmd2=400mma=237.5mmb]=85mmb2=75mm

卜]=%Mn1=710X152=1027.81MP。H1ShminL05In]=%1血2乞》2=580XL60=883.81MPaH2ShmmL05验算：b=Z1.H**\bd12imcc*八cr12x2.46x1535705.33+1“八=189.8x2.5x0.87xx=602.06MPa\75x7525.33计算结果表明，接触疲劳强度较为合适，齿轮尺寸无需调整。否则，尺寸调整后应再进行验算。3、确定传动主要尺寸：实际分度圆直径d:因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，故分度圆直径不会改变，即：d1=mZ1=2.5x30=75mmd2=mZ2=2.5x160=400mm因齿轮1分度圆较小，故设计成齿轮轴。中心距〃:a=m（Z1+Z2）=2.5x（30+160）=2375^a=2^2=.mm齿宽b:b=中d-d1=1X75=75mm取b]=85mm，b2=75mm一、齿根弯曲疲劳计算重合度系数Y:£Y=0.25+竺=0.25+竺=0.68£电侦5齿间载荷分布系数K:由表，K=—=^—=1.47"火Ys0.68齿向载荷分布系数K邱:bF1<"F1]bF2<卜F2^bh=75G.25x2.5)=13.3查图12.14,、广1.42载荷系数k:K=KAKVKFaKF^=1.35x1x1.47x1.42=2.82齿形系数％:由图12.21,YFa1=2.52，YFa2=2.15应力修正系数七：由图12.22,%a1=1.63，YSa2=1.84弯曲疲劳极限aflim:由图12.23c,fiim1=600MPa，qflim2=450MPa弯曲最小安全系数SFlim:由表12.14,SFlim=1.25应力循环系数Nl:Nl1=60ynth=60x1x309.68x58400=1.085x106vN1.085x106NL2=-L1=—533—=2.036x105弯曲寿命系数YN:YN1=1.10，YN2=1.60尺寸系数Yx:由图12.25,/=1.0许用弯曲应力LJ:Q]=qQ]=qfHmLYn「「=600x1.10x1=528MPaF1SFmin1.25QFHm2.L2,♦=450x160x1=576MPaa]=F2Sf.Fmin1.252KT2KT1YYYbd1mFa1Sa1e2x2.82x153570x2.52x1.63x0.68=172MPa75x75x2.5q=qha2%a2=172x览5*技4=166MPaF2F1YF^a1YSa2.52x1.63传动无过载，故不作静强度校核。齿轮1齿轮2模数m2.52.5法向压力角a20o20o螺旋角P0o0o分度圆直径d/mm75400齿顶高h/mm2.52.5齿根高hf/mm3.1253.125齿顶圆直径d/mm80405内根圆直径dflmm68.75393.75标准中心距a/mm237.5传动比i5.33第六章轴的设计一、1轴的设计：1、选择轴的材料：选材为45钢，调质处理，qb=650MPa2、估算轴颈:d>c3；P=1123；4.98=28.27mm\%3309.68因轴上有键槽，故增大5%，d1=29.68，圆整为30mm3、初选深沟球轴承：6307，d=35，D=80，B=21，da=44，4、轴的结构设计：根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图6-1-1：图6-1-1d2=33mm，b1=85mm，15=1.2d1=1.2x30=36mm5、计算齿轮受力：圆周力：Ft=4095.2N径向力：Fr=Ft-tanan=4095.2xtan20°=1490.5NFq=1713.28N受力图见图6-1-2：图6-1-26、计算支撑反力：Fr68«2Fr68«2J36+F-1".5=0合成弯矩M=(Mxy2+Mz21490.5x68+1713.28x199.5…=3258.5N136FR:=FR,2-F-Fq=3258.5-1490.5-1713=55N垂直面反力：FR"=FR"=F=2047.6N122水平面（xoy）受力图：见图6-1-3垂直面（xoz）受力图：见图6-1-4FR'FR'iFR'i7、画轴弯矩图:水平面弯矩图:MXyl水平面弯矩图:MXylN-mm，见图6-1-5垂直面弯矩图:、/N-mm，见图6-1-6合成弯矩图：M/N-mm，见图6-1-7108775.8图6-1-5图6-1-6图6-1-78、画轴转矩图轴受转距：T=T1图6-1-8转距图：T/N-mm，见图6-1-8da'=30.44<图6-1-8da'=30.44<dad'=28.68<d许用应力值：用插入法由表查得：［boJ=102.5MPa，"_"=60MPa应力校正系数：a=M=史=0.59时102.510、画当量弯矩图：当量转距：aT=0.59X153570=90606当量弯矩：M'=<M2+(aT》当量弯矩图：见图6-1-9图6-1-911、校核轴颈：轴颈:141568d'==28.68mmM'0.1x141568d'==28.68mmM'0.1x60二、2轴的设计:1、选择轴的材料:选材为40Cr，调质处理，qb=800MPa2、估算轴颈:P=2、估算轴颈:P=102坯=44mm59.413、因轴上有键槽，故增大5%，d1=46.23，圆整为47mm初选深沟球轴承：6311,d=55，D=120，B=29，da=65，43、4、轴的结构设计:根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图：6-2-1图6-2-1d2=50mm，b1=75mm，1图6-2-1d2=50mm，b1=75mm，15=1.2d1=1.2x47=56.4mm3、计算齿轮受力:圆周力:径向力:F=实=2X768370=3841.85N'd2400Fr=Ft-tanan=3841.85xtan20°=1398.32N受力图如图6-2-2土皿，图6-2-24、计算支撑反力:水平面反力：垂直面反力：合成弯矩M=(My+M/FR'=FR'=F699.16N122FR[=FR"2=三=1920.93N水平面（xoy）受力图：见图6-2-3垂直面（xoz）受力图：见图6-2-4%Y~x眼1FR%图6-2-3z—¥占，图6-2-45、画轴弯矩图：水平面弯矩图：Mxo/N-mm，见图6-2-5垂直面弯矩图：Mxo/N-mm，见图6-2-6合成弯矩图：M/N-mm，见图6-2-7-5P37.84图6-2-5138306.96图6-2-686569.12图6-2-6图6-2-76、画轴转矩图轴受转距：T=T2转距图：见图6-2-8d3'=39.19<60图6-2-8d2'=38.95<507、许用应力许用应力值：表查得：［q」=130心儿，卜_"=75MPa应力校正系数：

8、画当量弯矩图当量转距：aT=0.58x768370=443290.4，见图当量弯矩：M'=(M2+(aT》当量弯矩图：见图6-2-9图6-2-9图6-2-99、校核轴颈轴颈:M'd3'=451664=39.19mm0.1x75d2'=44竺箜M'd3'=451664=39.19mm0.1x75d2'=44竺箜=38.95mm0.1x75M'一、1轴轴承的校核:1、初选轴承型号为6307，其主要参数：Cr=332kN2、计算当量动载荷：齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以Fa=0，F=0r当量动载荷P=fd(X-Fr+Y-Fa)=fd-Fr

轴承1所受轴向力：F1=g7+FR\2=、,：552+2047.62=2048.33N轴承2所受轴向力：F2=(FR'22+FR崩=(3258.52+2047.62=3848N只需校核轴承2即可P=fd-Fr=1.2x3848=4617.6N(因载荷变化不大，工作温度在100。C以下，查表得fd=1.2)3、轴承寿命计算：轴承2的寿命为：L10h106(C¥106(33200¥60nvP)60x309.68V4617.6)=19982.6龙约为L10h106(C¥106(33200¥60nvP)60x309.68V4617.6)=19982.6龙约为3.4年，为安全起见，每3年更换一次齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以Fa=0，F=0r当量动载荷P=fd(X-Fr+Y-Fa)=fd-Fr轴承1所受轴向力:F1=、；FR']2+FR*=板699.162+1920.932=2044N轴承2所受轴向力：F2=、'FR，22+FR\2699.162+1920.932=2044NP=fd-Fr=1.2x2044=2452.8N(因载荷变化不大，工作温度在100。C以下，查表得fd=1.2)

3、轴承寿命计算:轴承的寿命为:L10h106(c¥106(71500¥60nvPL10h106(c¥106(71500¥60nvP)60x59.41V2452.8)=6948978龙>58400h不需要更换一、1轴上的键:由于轴毂连接为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴直径为30mm，轴段长36mm，键长l=28mm，查手册得：d=22〜30mm时，键宽b=8mm，键高h=7mm、2轴上的键:1、与齿轮连接处:与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴颈为60mm，轴段长71mm，键长l=63mm，查手册得:d=58〜65mm时，键宽b=18mm，键高h=11mm。2、与联轴器连接处:与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为双圆头平键。轴颈为47mm，轴段长56.4mm，键长l=50mm，查手册得：d=44〜50mm时，键宽b=14mm，键高h=9mm。第九章联轴器的选择因轴2转速不高(n2=59.41,/min)，因此选用凸缘联轴器。轴颈为d=48mm选用YL9型联轴器。主动端键为轴2上的键，为A型，从动端选择键为B型，d=50mm，因此选择的联轴器标记为：YL9联轴器J48x84J1850x84第十章润滑与密封一、齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度v<12m/s时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离>30〜60mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的1〜1，采用稠度较小润滑脂。32二、滚动轴承的润滑由于轴承周向转速大于500r/min，所以采用油润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置为小型机床齿轮箱，选用L-AN22润滑油。四、密封方法的选取防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；油尺处以及排油孔处用石棉橡胶纸密封；视孔盖处用石棉橡胶纸密封。第十一章设计小节为期三周的课程设计终于在紧张的节奏中接近尾声，三周的时间，同学们都受益匪浅，它是繁忙的，但更是充实的。机械设计课程设计，是《机械设计》课程的最后一个重要教学环节，是我们过程装备与控制工程专业第一次也是最重要的一次较全面地运用两年来所学各方面机械类知识进行实践性训练的重要环节，它牵涉到了两年来所学的有关机械类方面课程如《画法几何及工程制图》、《工程力学》、《互换性与技术测量》以及《精密机械与仪器设计》的内容，还牵涉到了以前所学习的《材料力学》《流体力学》等课程内容，可以说它是对两年多来前面所学各课程的一个很好总结，更是一个前所未有的实践性挑战！三周的时间，是漫长的。可以看出，一天天，同学们大都是一步步熬过来的，由于像对