一级圆柱齿轮减速器说明书

机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定3二、电动机的选择4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比6四、传动装置的运动和动力设计7五、普通V带的设计10六、齿轮传动的设计15七、传动轴的设计18八、箱体的设计27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结33设计题目V带单级直齿圆柱齿轮减速器机械系设计者学号指导教师一、设计课题设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。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5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97，运输带允许速度误差为5。原始数据题号3运输带拉力F（KN）22运输带速度V（M/S）17卷筒直径D（MM）420设计人员对应学号313233343设计任务要求1减速器装配图纸一张（号图纸）2轴、齿轮零件图纸各一张（号或号图纸）3设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件使用年限年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据滚筒圆周力F2200N；带速V17M/S；滚筒直径D420MM；方案拟定采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1电动机2V带传动3圆柱齿轮减速器4连轴器5滚筒6运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择电动机所需工作功率为式（1）DAKW由式2V/1000KW因此PDFV/1000AKW由电动机至运输带的传动总效率为总5式中1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取096，098，097，则总096098097099096083所以电机所需的工作功率PDFV/1000总220017/100008345KW3、确定电动机转速卷筒工作转速为N卷筒601000V/（D）60100017/（2）773R/MIN根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3。取带传动比。则总传动比理论范围为A。故电动机转速的可选范为NDIAN卷筒1624773463818552R/MIN则符合这一范围的同步转速有750、1000和1500R/MIN根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号（如下表）电动机转速R/MIN传动装置传动比方案电动机型号额定功率同步转速满载转速电动机重量N参考价格总传动比V带传动减速器1Y132S455150014406501200186355322Y132M2655100096080015001242284443Y160M28557507201240210093125372综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格中心高H外形尺寸LAC/2ADHD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1325203453152161781228801041三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速NM和工作机主动轴转速N1、可得传动装置总传动比为IANM/NNM/N卷筒960/7731242和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M26，其主要性能电动机主要外形和安装尺寸总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比IAI0I（式中I0、I分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比根据指导书P7表1，取I028（普通V带I24）因为IAI0I所以IIAI01242/28444四、传动装置的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，以及I0,I1，为相邻两轴间的传动比01，12，为相邻两轴的传动效率P，P，为各轴的输入功率（KW）T，T，为各轴的输入转矩（NM）N,N,为各轴的输入转矩（R/MIN）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数轴NNM/I0960/2834286（R/MIN）轴NN/I132486/4447722R/MIN卷筒轴NN（2）计算各轴的功率轴PPD01PD145096432（KW）轴PP12P23432098097411（KW）卷筒轴PP23P24411098099407（KW）由指导书的表1得到1096209830974099计算各轴的输入转矩电动机轴输出转矩为TD9550PD/NM955045/9604477NM轴TTDI001TDI0144772809612033NM轴TTI112TI1241203344409809951834NM卷筒轴输入轴转矩TT2450290NM计算各轴的输出功率由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率故PP轴承432098423KWPP轴承423098402KW计算各轴的输出转矩由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率则TT轴承1203309811792NMTT轴承5183409850797NMI0为带传动传动比I1为减速器传动比滚动轴承的效率为0980995在本设计中取098综合以上数据，得表如下效率P（KW）转矩T（NM）轴名输入输出输入输出转速NR/MIN传动比I效率电动机轴45447796028096轴432423120331179234286444095轴41140251834507977722卷筒轴40739950290492847722100097960100/（100060）5024M/S介于525M/S范围内，故合适确定带长和中心距A07（D1D2）A02（D1D2）07（100274）A02（100274）26208A07488五V带的设计（1）选择普通V带型号由PCKAP1155605（KW）根据课本P134表97得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型两方案待定方案1取A型V带确定带轮的基准直径，并验算带速则取小带轮D1100MMD2N1D11/N2ID112810010022744MM由表92取D2274MM虽使N2略有减少，但其误差小于5，故允许带速验算VN1D1/（100060）由课本P134表95查得KA11由课本P132表92得，推荐的A型小带轮基准直径为75MM125MM初定中心距A0500，则带长为L02A0（D1D2）（D2D1）2/4A02500（100274）/2（274100）2/4500160232MM由表93选用LD1400MM的实际中心距AA0LDL0/25001400160232/239884MM验算小带轮上的包角11180D2D1573/A180274100573/3988415501120合适确定带的根数ZPC/（P0P0KLK）605/（095011）096095）626故要取7根A型V带计算轴上的压力由书918的初拉力公式有F0500PC（25/K1）/ZCQV2500605（25/0951）/（7502）017502214474N由课本919得作用在轴上的压力由机械设计书表94查得P0095由表96查得P0011由表97查得K095由表93查得KL096FQ2ZF0SIN/22724242SIN15501/2197832N方案二取B型V带确定带轮的基准直径，并验算带速则取小带轮D1140MMD2N1D11/N2ID1128140100238416MM由表92取D2384MM虽使N2略有减少，但其误差小于5，故允许带速验算VN1D1/（100060）960140/（100060）703M/S介于525M/S范围内，故合适确定带长和中心距A07（D1D2）A02（D1D2）07（140384）A02（140384）3668A01048初定中心距A0700，则带长为L02A0（D1D2）（D2D1）2/4A02700（140384）/2（384140）2/470022442MM由课本表92得，推荐的B型小带轮基准直径125MM280MM由表93选用LD2244MM的实际中心距AA0LDL0/2700224422442/26979MM验算小带轮上的包角11180D2D1573/A180384140573/69791600120合适确定带的根数ZPC/（P0P0KLK）605/（208030）100095）268故取3根B型V带计算轴上的压力由书918的初拉力公式有F0500PC（25/K1）/ZCQV2500605（25/0951）/（3703）017703224242N由课本919得作用在轴上的压力FQ2ZF0SIN/22324242SIN1600/2143242N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表94查得P0208由表96查得P0030由表97查得K095由表93查得KL100带轮示意图如下D0DHLS1斜度125SS2DRDKDHDDALBS2六、齿轮传动的设计1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级2、初选主要参数Z120，U45Z2Z1U204590取A03，则D05（I1）0675（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径D12123HEZUKT确定各参数值载荷系数查课本表66取K121小齿轮名义转矩2T1955106P/N1955106423/34286118105NMM材料弹性影响系数3由课本表67ZE1898MPA区域系数ZH254重合度系数5T18832（1/Z11/Z2）18832（1/201/90）169Z703694T许用应力查课本图621（A）6MPAH10LIMMPH5602LIM查表68按一般可靠要求取SH1则ASH610LIM1MP52LI2取两式计算中的较小值，即H560MPA于是D12123HEZUKT2556078194085282MM4确定模数MD1/Z15282/202641取标准模数值M35按齿根弯曲疲劳强度校核计算校核FFSFYMBDKT12式中小轮分度圆直径D1MZ32060MM1齿轮啮合宽度BDD1106060MM2复合齿轮系数YFS1438YFS23953重合度系数Y025075/T4025075/16906938许用应力查图622（A）5FLIM1245MPAFLIM2220MPA查表68，取SF125则AFMP1962541LIM1AFS70LI2计算大小齿轮的并进行比较6FSY02341984FSY0241769532FS1FS2SY取较大值代入公式进行计算则有69380536018221YMBDKTFSF7186F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6）几何尺寸计算D1MZ32060MMD2MZ1390270MMAM（Z1Z2）3（2090）/2165MMB60MMB260取小齿轮宽度B165MM（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度VD1N1/（601000）3146034286/（601000）108M/S对照表65可知选择8级精度合适。七轴的设计1，齿轮轴的设计1确定轴上零件的定位和固定方式（如图）1，5滚动轴承2轴3齿轮轴的轮齿段4套筒6密封盖7轴端挡圈8轴承端盖9带轮10键2按扭转强度估算轴的直径选用45调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P432KW转速为N34286R/MIN根据课本P205（132）式，并查表132，取C115DMNPC7628341533确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通1过键联接，则轴应该增加5，取D130MM，又带轮的宽度B（Z1）E2F（31）182852MM则第一段长度L160MM右起第二段直径取D238MM2根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30MM，则取第二段的长度L270MM右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟3球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为DDB408018，那么该段的直径为D340MM，长度为L320MM右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直4P的值为前面第10页中给出在前面带轮的计算中已经得到Z3其余的数据手册得到D130MML160MMD238MML270MMD340MML320MMD448MML410MM径应小于滚动轴承的内圈外径，取D448MM，长度取L410MM右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮5的齿顶圆直径为66MM，分度圆直径为60MM，齿轮的宽度为65MM，则，此段的直径为D566MM，长度为L565MM右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直6径应小于滚动轴承的内圈外径，取D648MM长度取L610MM右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，7取轴径为D740MM，长度L718MM4求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径D160MM1作用在齿轮上的转矩为T1118105NMM2求圆周力FT3FT2T2/D22118105/60196667N求径向力FR4FRFTTAN196667TAN20062820NFT，FR的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。D566MML565MMD648MML610MMD740MML718MMFT196666NMFR62820NMRARB水平面的支反力RARBFT/298333N垂直面的支反力由于选用深沟球轴承则FA0那么RARBFR62/1243141N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩水平面的弯矩MCPA626097NM垂直面的弯矩MC1MC2RA621947NM合成弯矩NMCC064719602221221（7）画转矩图TFTD1/2590NM（8）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，06可得右起第四段剖面C处的当量弯矩NMTMCE1473222（9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直1径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MEC27314NM,由课本表131有160MPA则EMEC2/WMEC2/01D4373141000/01443859NM1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，298333NMRARB3141NMC6097NMMC1MC21947NMMC1MC2640NMT590NM06MEC27314NM160MPA故该面也为危险截面NMTMD4359602）（EMD/WMD/01D133541000/013031311NM1所以确定的尺寸是安全的。受力图如下MD354NM输出轴的设计计算1确定轴上零件的定位和固定方式（如图）1，5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6密封盖7键8轴承端盖9轴端挡圈10半联轴器2按扭转强度估算轴的直径选用45调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P411KW转速为N7722R/MIN根据课本P205（132）式，并查表132，取C115DMNPC2843715333确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通1过键联接，则轴应该增加5，取45MM，根据D145MM计算转矩TCKAT135183467384NM，查标准GB/T50142003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L184MM,轴段长L182MM右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该2段的直径取52MM,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30MM，故取该段长为L274MM右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球3轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为DDB5510021，那么该段的直径为55MM，长度为L336右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴4用键联接，直径要增加5，大齿轮的分度圆直径为270MM，则第四段的直径取60MM,齿轮宽为B60MM，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L458MM右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位5轴肩，取轴肩的直径为D566MM,长度取L510MML182MMD252MML254MMD355MML336MMD460MML458MMD566MML510MMD655MML621MM右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴6径为D655MM，长度L621MM4求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径D1270MM1作用在齿轮上的转矩为T1508105NMM2求圆周力FT3FT2T2/D22508105/270376296N求径向力FR4FRFTTAN376296TAN200136961NFT，FR的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力RARBFT/2188148N垂直面的支反力由于选用深沟球轴承则FA0那么RARBFR62/12468481N（6）画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩水平面的弯矩MCRA6211665NM垂直面的弯矩MC1MC2RA624109NMFT376296NMFR136961NMRARB188148NMRARB68481NMC11665NMMC1MC24109NMMC1MC212368NMT5080NM合成弯矩NMMMCC6812347960221221（7）画转矩图TFTD2/25080NM（8）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，06可得右起第四段剖面C处的当量弯矩NMTMCE56307222（9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其1直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MEC230756NM,由课本表131有160MPA则EMEC2/WMEC2/01D43307561000/016031424NM1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，2故该面也为危险截面NMTMD83045602）（EMD/WMD/01D1330481000/014533345NM106MEC230756NM160MPAMD3345NM所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计1窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。4通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。5启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。7调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。8环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表名称符号尺寸（MM）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度B12机盖凸缘厚度B112机座底凸缘厚度B220地脚螺钉直径DF20地脚螺钉数目N4轴承旁联结螺栓直径D116机盖与机座联接螺栓直径D212联轴器螺栓D2的间距L160轴承端盖螺钉直径D310窥视孔盖螺钉直径D48定位销直径D8DF，D1,D2至外机壁距离C126,22,18DF，D2至凸缘边缘距离C224,16轴承旁凸台半径R124,16凸台高度H根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离L160，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚M1,M27，7轴承端盖外径D290，105轴承端盖凸缘厚度T10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以MD1和MD2互不干涉为准，一般SD2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径D130MM,L150MM查手册得，选用C型平键，得A键87GB109679LL1B50842MMT4477NMH7MM根据课本P243（105）式得P4T/DHL444771000/（30742）2030MPAR110MPA2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径D244MML263MMT12033NM查手册选A型平键GB109679B键128GB109679LL2B621250MMH8MMP4T/（DHL）键1284120331000/（44850）2734MPAP110MPA3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径D360MML358MMT51834NM查手册P51选用A型平键键1811GB109679LL3B601842MMH11MMP4T/（DHL）4518341000/（601142）7480MPAP110MPA十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命LH5365814600小时1输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到FR径向力作用，所以PFR62820N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值50483N146083260128161）（）（HTDLNFPC（3）选择轴承型号查课本表115，选择6208轴承CR295KN由课本式113有14602938062158