一级齿轮减速器课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书设计题目 设计用于带式运输机的传动装置 专 业 机械制造及其自动化 班 级 09机制六班 设 计 人 梁灿基 16号 设计要求：要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及带传动原始数据：运输带有效拉力 F= 4000 N运输带工作速度 v = 0.9m/s卷筒直径 D= 350 mm工作条件：两班制工作，常温下连续单向运转，空载起动，载荷平稳，室内工作，环境有轻度粉尘，每年工作300天，减速器设计寿命10年，电压为三相交流电（220V/380V）.运输带允许速度误差： 5 目 录一、 电动机的选择 6二、 带传动的设计 8三、 齿轮的设计13四、 输出轴的设计校核18五、 输入轴的设计和校核 21六、 轴承强度的校核 22七、 键连接的选择和校核23八、联轴器的选择24九、箱体结构的设置26十、润滑密封设计26一、电动机的选择1选择电动机（1）、传动装置的总效率* 为V带的传动效率 为两队滚动轴承效率为一对圆柱齿轮的效率为联轴器效率为运输滚筒效率查表可得 =0.96 =0.99 =0.97 =0.98 =0.96 总效率 =0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86（2）计算电动机功率 工作装置所需功率 FW=4000N =0.9m/s 折算到电动机的功率为: 因在和平稳，电动机额定功率只需要略大于P，查表可得Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率为5.5KW（3）电动机转速的选择 卷筒的转速为=49.11r/min按推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动范围 取V带传动比，则总传动比范围，故电机转速的可选范围为，符合这一范围的同步转速有750选用同步转速为750的Y系列电动机Y160M2-8，满载转速=720r/min（4）计算传动装置的总传动比和分配传动比1)总传动比: （2）分配各级传动比A、取齿轮的传动比B、V带的传动比（5）计算传动装置的运动和动力参数：（1）计算各轴的转速:1轴转速：2轴转速：工作轴转速：（2）计算各轴的输入功率1轴输入功率: 2轴输入功率：工作轴输入功率：（3）各轴的转矩电动机的输出转矩：1轴的输出转矩： 2轴的输出转矩：工作轴的输出转矩：运动和动力参数如下表参数轴名转速n(r/min)输入功率P（kW）转矩T（）传动比i电动机轴7204.255.713.51轴2064.03187.094.192轴573.87645.231工作轴573.76626.89二、带传动的设计1.选择普通V带查文献表8-7得： 计算功率式中为工作情况系数，P为传递的额定功率,即电机的额定功率.选用A型V带，小带轮基准直径2.验算带速（1）验算带速根据书本可得：在525m/s范围内，带速合适（2）计算大带轮基准直径适当圆整后取（3）确定中心距a，并选择V带的基准长度1）根据初步选取中心距2）计算相应的带长= 查表取代的基准长度 计算中心距a及其变动范围传动的实际中心距：中心距的变化范围：700-750 验算小带轮包角 （适用）（4）. 确定v带的根数z1）计算单根V带额定功率由和转速，查表得查表得 =0.88 2）计算带的根数取整的根数为5根。（5）.计算带的初拉力查表得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m,所以单根V带所需的最小出拉力为： 应使带的实际初拉力（6）.带传动的压轴力压轴力最小值为.V带轮的结构设计1）小带轮的设计采用材料铸铁且300mm，故采用腹板式。2）大带轮的设计采用材料铸铁由于 =500mm300mm， 故采用孔板式。三、齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故齿轮选用7级精度（GB10095-88）。（3）材料选择对于强度、速度及精度都要求不高的齿轮采用软齿面（硬度350HBS）。由机械设计第八版得，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度240HBS。大小齿轮齿面的硬度差为280240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。（4）选小齿轮的齿数Z1=24；则大齿轮齿数Z2=4.1924=100.56取Z2=1012按齿面接触强度尺寸设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（1）按齿面接触疲劳强度设计A、确定公式内的各计算数据a、试选载荷系数Kt=1.3；b、计算小齿轮传递的转矩；c、由课本表10-7选取齿宽系数d=1；d、由课本表10-6查得材料的弹性系数=189.8 e、由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的解除疲劳强度极限f、由课本式10-13计算应力循环次数g、由课本图10-19可取得：小齿轮接触疲劳寿命系数KHN1=1.03，大齿轮KHN2=1.08h、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得：（2）、计算 a、试算小齿轮分度圆直径d1tb、计算圆周速度V= =0.77c、计算齿宽bd、计算齿宽和齿高之比模数齿高h=2.25=6.86mme、计算载荷系数根据v=0.77m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数KV=0.5；直齿轮；由课本表10-2查得使用系数；由课本表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时；由，查课本图10-13得故载荷系数f、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由文献式（10-10a）得g、计算模数（3）按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式（1）确定公式内的各个计算数值A、由课本图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限B、由文献图10-18取弯曲疲劳寿命系数, C、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得D、载荷系数KF、查取齿形系数由课本表10-5查得 ，G、查取应力校正系数由课本表10-5查得 , H、计算大、小齿轮的大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数与齿轮的乘积）有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.93并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径=73.133mm，算出小齿轮齿数：。则大齿轮齿数：这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿宽 名称符号公式齿1齿2齿数37156分度圆直径74312中心距193齿宽7474四、输出轴的设计校核1.（1）输出轴上的功率、转速和转矩，（2）作用在齿轮上的力因已知低速齿轮的分度圆直径：压力角：（GB/T 1356-1988）切向力径向力轴向力 （3）初定确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.5,，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册可得：选用HL4型弹性柱销联轴器,半联轴器的孔径: ,故取:轴径. 半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为: .(4）轴的结构设计 A、拟定轴上零件的装配方案a、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔度:，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: .b、初步选择滚动轴承因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据: ，由设计手册可查得选取30312型圆锥滚子轴承,尺寸: 。故，。左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,由手册上查得30312型轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取=72mm。c、取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：。齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：，轴环宽度：,取。 d、轴承端盖的总宽度为：,根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，取：.e、取齿轮距箱体内壁距离为:a=10mm，s=4mm,T=33.5mm,由于这是对称结构，算出.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.C、轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接a、齿轮与轴的连接按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为: 。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;b、半联轴器与轴的联接,查课本6-1，选用平键为: 半联轴器与轴的配合为: c、滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.D、确定轴上圆角和倒角尺寸参课本表15-2,取轴端倒角为: ,及V处圆角取R2，III处圆角取R1，其余各轴肩处圆角半径取E、求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（下页）,可看出截面C处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于下表：（）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩FF、按弯扭合成应力校核轴的强度. 根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核。危险截面在C的左侧，轴的计算应力：由课本表15-1可查得材料为45钢（调质处理）时，许用弯曲应力，因此，故安全。五输入轴的设计（1）输出轴上的功率、转速和转矩，（2）作用在齿轮上的力因已知低速齿轮的分度圆直径：压力角：（GB/T 1356-1988）切向力径向力轴向力 （3）初定确定轴的最小直径先课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取（4）轴的结构设计 A、拟定轴上零件的装配方案单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布。左右两端轴承均以轴肩定位。B、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a、输入轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故I段的长度应比带轮的略大一些，取带轮的欢度为78mm，取=80mm。带轮的右肩采用轴肩定位，轴肩的高度h=0.07 - 0.1，取h=2.5mm 则. 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取盖端的外断面与带轮的左端面间的距离l=30mm，取b、初步选择滚动轴承因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据: ，由设计手册可查得选取6208型轴承,尺寸: ，故，。左右轴承均以轴肩定位，轴肩高度h=2.5mm，取。c、设取安装齿轮处轴段的直径，轴段长度。d、左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=4，则轴肩处高度。齿轮左端轴肩的长度，。至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.C、轴上零件的周向定位带轮的周向定位采用平键联接a、带轮与轴的联接,查课本表6-1，选用平键为:带轮与轴的配合为: b、滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.D、确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为:, V与处圆角取R2，E、求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（下页）,可看出截面C处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列于下表：（）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩FF、按弯扭合成应力校核轴的强度. 根据上表数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核。危险截面在C的左侧，轴的计算应力：由课本表15-1可查得材料为45钢（调质处理）时，许用弯曲应力，因此，故安全。六、轴承的强度校核1高速轴上的轴承校核选用深沟球轴承6208，查设计手册得：由于轴承只受径向力作用对于球轴承，合适（2）低速轴上的轴承校核 初步选用30312单列圆锥滚子轴承查课本得：， 由于轴承只受径向力作用对于滚子轴承，合适七、键连接的选择和校核1.选择键联接的类型一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢，2.输入轴上键的校核(1)带轮与输入轴相联处键A：,单键，由课本式（6-1）得故满足要求。3.输出轴上键的校核(1)齿轮与输出轴相联处键A：,单键，由课本式（6-1）得故满足要求。(2)联轴器与输入轴相联处键A：,单键，由课本式（6-1）得故满足要求。八、联轴器的选择选择弹性柱销联轴器,型号为:HL4型联轴器，能够满足要求。半联轴器的孔径: ，长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为: 。九、箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。1.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2.机体内零件的润滑，密封散热因其传动件速度小于12m/s，故齿轮采用浸油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm。为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创。3.机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5mm。机体外型简单，拔模方便。4.对附件的设计 （1）视孔盖和窥视孔 ：在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6.5螺钉紧固。（2）油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应