一级齿轮减速器带传动设计计算说明书

目录目一、设计任务书2二、传动方案的分析与拟定3三、电动机的选择计算4四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算6五、传动零件的设计计算8六、轴的设计计算16七、滚动轴承的选择和计算25八、键连接的选择和计算28九、联轴器的选择29十、减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油的牌号选择和装油量计算30十一、铸造减速器箱体的主要结构尺寸31十二、设计小结32十三、参考文献33一、设计任务书11机械课程设计的目的课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节，也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。其目的是1通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，来解决工程实际中的具体设计问题。通过设计实践，掌握机械设计的一般规律，培养分析和解决实际问题的能力。2培养机械设计的能力，通过传动方案的拟定，设计计算，结构设计，查阅有关标准和规范及编写设计计算说明书等各个环节，要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步骤和方法，并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。12设计题目设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮一级减速器。13工作与生产条件两班制工作，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514设计要求根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计一级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。滚筒及运输带效率096，工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产。15原始数据见下表表1原始数据输送带拉力FN输送带速度VM/S驱动带轮直径DM40000935016设计内容161确定传动装置的类型，画出机械系统传动简图。162选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算。163传动装置中的传动零件设计计算。164绘制传动装置中一级减速器装配图一张（A0）。165绘制高速轴齿轮轴、低速轴和低速轴大齿轮零件图各一张（A3）。166编写和提交设计计算说明书（电子版和纸版）各一份。二、传动方案的分析与拟定1、设计方案单级圆柱齿轮减速器及带传动。2、原始数据（按学号分到第A16组）输送带拉力FN输送带速度VM/S驱动带轮直径DM4000093503、工作与生产条件两班制工作，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。4、传动方案的分析整体传动方案主要分为两部分，即带传动和齿轮传动，由于带传动传动平稳，故放在高速级，减速器齿轮传动放在带传动之后。由于滚筒的工作转速较低，故减速器的齿轮传动采用直齿圆柱齿轮啮合传动就好，又由于滚筒的工作载荷较大，故带传动的传动比不宜过大，否则带容易打滑。4、传动方案的拟定（如下图）1、带传动2、减速器3、联轴器4、输送带5、滚筒6、电动机三、电动机的选择计算（1）选择电动机的类型Y系列三相异步电动机（2）选择电动机的功率根据已知条件F、V和D，确定求出输送带的功率PW409361WFVPKW传动装置的总效率31245式中各部分效率由机械设计基础课程设计邢琳、张秀芳主编82页表820差得普通V带传动效率1、一对滚动轴承（球轴承）的效率2、闭式齿轮传动效率3、刚性联轴器效率4、卷筒传动效率5取1096，2099，3097，4097，5096那么有30960976087电动机所需功率314087WDPKKW式中，取载荷系数K1查机械设计课程设计表161，取电动机的额定功率PED55KW（3）选择电动机的转速滚筒的转速601960149/MIN35VNRD由机械设计课程设计朱文坚、黄平主编表21差得V带传动比常用值范围，单级齿轮减速器传动比124I236I则总传动比范围为。6故电动机转速的可选范围为29511786R/MIN符合这一范围的同步转速有750和1000R/MIN根据容量和转速，由机械设计课程设计表161查出有两种适用的电动机型号，故有两种传动方案可供选择，如下表电动机转速（R/MIN）传动装置的传动比传动方案电动机型号额定功率（KW）同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M2855750710144628952Y132M26551000960195395（4）确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择方案2较为适合（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此，选用电机的型号和主要数据如下电动机型号额定功率（KW）同步转速（R/MIN）满载转速NM（R/MIN）堵额定转矩最大转矩Y132M265510009602020四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、传动装置的总传动比960154MWNI又12I1I236I取V带传动比单级圆柱齿轮减速器传动比3925I2、计算运动和动力参数（1）计算各轴的输入功率电动机轴PD414KW轴I（减速器高速轴）10964137IDKW轴II（减速器低速轴）231981IP卷筒轴240736IKW（2）计算各轴的转速电动机轴960/MINNR轴I196024/MIN3MINRI轴II12649/IN5INRI卷筒轴/MIIINR（3）计算各轴的转矩电动机轴419508960DDMPTNMN轴I3795015426IIN轴II38950749IIPTNMN卷筒轴369507149IIN把上述计算结果列于下表轴号转速N/R/MIN输入功率P/KW输入转矩T/NM传动比I传动效率电机轴960414411839096轴2463971545096轴49381743卷筒轴493667131096五、传动零件的设计计算1、普通V带的设计计算传动比两班制，每天工作16小时139I电机轴输入功率电机轴转速4DPKW960/MINNR1）确定计算功率CA13759CAADKK式中取工作情况系数KA由机械设计第八版表87查得，取KA132）选择V带的类型根据计算功率与小带轮的转速，查机械设计第八版图810，选择CAP1NA型V带3确定带轮的基准直径并验算带速VD初选小带轮的基准直径1由机械设计第八版表86和表88，取小带轮的基准直径12DM验算带速V129605/60DNMS由于5M/SV30M/S，故带速合适。计算大带轮的基准直径2D2139468DI根据机械设计第八版表88，圆整为450MM2D4）确定V带的中心距A和基准长度DL初定中心距27021021DDA4545故，初定0394124MA07AM计算带所需的基准长度221012038275644470DDDLAMA由机械设计第八版表82选带的基准长度DL计算实际中心距A00250347782DLAMMIN18151DAX30326故中心距的变化范围为755）验算小带轮上的包角12140128038573120DA6）计算带的根数Z计算单根V带的额定功率RP由和查机械设计第八版表84A得12DM1960/INN5OPKW根据，I139和A型带，查机械设计第八版表84B1960/NR得K查机械设计第八版表85得093K查机械设计第八版表82得1L故05128ROLPKW计算V带根数Z取5根647128CAR7）计算单根V带的初拉力的最小值MINOF由机械设计第八版表83得B型带的单位长度质量Q01KG/M所以220550625F11061893CAPQVNZVK应使带的实际初拉力OFMIN8）计算压轴力Q1MIN152S286SI862QOFZN9）带轮的结构设计材料选择HT150小带轮直径300MM，采用腹板式1D大带轮实景300MM，采用轮辐式2450机械设计第八版表810差得各参数如下小带轮大带轮基准宽度DB1111基准线上槽深MINAH275275基准线下槽深IF8787槽间距E15031503槽边距MINF99轮缘厚I88外径AD112450内径S3030带轮宽度3B8080带轮结构实心式轮辐式槽型AA结构如下图所示2、齿轮传动的设计计算齿轮传动传动比I25，工作寿命10年，每年工作300天，每天两班制，每班8小时。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动卷筒机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB1009588）材料选择由机械设计第八版表101选大、小齿轮的材料均为40CR，并经调质及表面淬火，两齿轮均为硬齿轮，齿面硬度均为4855HRC。初选小齿轮的齿数，大齿轮的齿数120Z2150ZI按齿面接触强度设计2131ETDHKTIZD确定公式内的各计算值试选载荷系数T小齿轮传递的转矩415410TNM由机械设计第八版表107选取齿宽系数1D由机械设计第八版表106查得齿轮材料的弹性影响系数1289EZMPA由机械设计第八版表1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM10HMPALIM210HMPA计算应力循环次数16HNNJLJ为齿轮每转一周，同一齿面啮合的次数，取J1为齿轮的工作寿命，HL28301480HH故9160961476HNJ827530NI由机械设计第八版表1019取接触疲劳寿命系数,109HNK2095HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S11LIM0910HNMPAS2LI2545K计算计算小齿轮分度圆直径，带入中较小的值1TDH242133115061892463TETDHTIZDM计算圆周速度V146902/601TNVMS计算齿宽B13DT计算齿宽与齿高之比H模数146230TTMMZ齿高255TH4638752BH计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计第八版表108查得动载23/VMS荷系数；直齿轮选1K1HFK由机械设计第八版表102查得使用系数AK由机械设计第八版表104用插值法查得7级精度、两齿轮相对支承对称布置取136HK由，查机械设计第八版图1013得87BH125FK故载荷系数1236147AVH按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径3314768TTKDM计算模数M1482150Z按齿根弯曲强度设计由弯曲强度的设计公式132FASDKTYZ确定公式内的各计算数值由机械设计第八版图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限1620FEMPA260FEMPA由机械设计第八版图1018取弯曲疲劳寿命系数,1085FNK28FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，则108562374FNEMPAS22891K计算载荷系数K12514AVF查取齿形系数由机械设计第八版表105查得，128FAY218FA查取应力校正系数由机械设计第八版表105查得，15SA279SA计算大、小齿轮的并加以比较FASY1285013764FASY29FAS故小齿轮的较大FASY设计计算41332215012FASDKTYMMZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数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疲劳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直径（即模数与齿数的乘积）有关，故可取由弯曲疲劳强度所算得的模数22，并就近圆整为标准值M25，由接触疲劳强度所算得的分度圆直径1483DM算出小齿轮的齿数取1483925DZM10Z大齿轮的齿数210IZ这样设计出的齿轮传动，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。几何尺寸计算计算分度圆直径1250DMZM21计算中心距12501DAM计算齿轮宽度150DM取大齿轮宽度，小齿轮宽度2B15BM则齿轮传动的几何尺寸，制表如下（详细见零件图）计算大、小齿轮的齿顶高、齿根高和齿全高HAHF取1AH025C21AMM102531FFC212536AFHH计算大、小齿轮齿顶圆直径和齿根圆直径ADFD110AADM22525H11347FF2201FFDM齿轮的结构设计由于小齿轮的直径很小，故暂定为齿轮轴结构，大齿轮采用孔板式结构，大齿轮结构设计如下如图所示（由后面轴的计算决定）470DM341612M取0214251042503ADDMM02D3167203052503217538DDM取3M1CBM六、轴的设计计算输入轴（高速轴）的设计计算选择轴的材料，确定许用应力输入轴为齿轮轴，故其材料应和小齿轮的材料一样，选用40CR，调质处理，由机械设计第八版表151查得材料的硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲劳强度极限，许用弯曲应力735BMPA135MPA10估算轴的基本直径根据教材机械设计第八版公式，取，则10A3310972846IPDAMN考虑有键槽，将直径增大5，则I2315297INDM轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径；根据密封件10D的尺寸，初选装轴承处的轴径为D35MM轴上零件的定位、固定和装配如下图所示如图所示，由于是单级减速器，可将齿轮轴段安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，整个轴系的轴向定位由左右两轴肩、挡油环和轴承端盖实现，固定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度H6MM，轴承端盖宽度30MM确定各段轴的直径和长度段直径130DM长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，取1380LBM段定位轴肩高度17072HD故21323426D取5M选取6407型深沟球轴承，内径35MM，外径100MM，宽25BM（输入轴轴承选择计算）取轴承端盖断面到大带轮的距离为30XM则262591LHBX段直径取325213941DHM340D该段轴为定位轴肩，取L段该段位齿轮轴，直径为小齿轮分度圆直径，故45长度等于小齿轮宽度，即415BM段由于两轴承相对于齿轮对称布置，故须两定位轴肩也相对于齿轮对称，则530D53L段段轴和段轴出装轴承，故625D取段轴轴头露出轴承的长度为3MM，则6362534LHBM按弯扭合成应力校核轴的强度由轴上零件的装配图有128025916LLH4231BM435522L1）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图所示2计算作用在轴上的力计算作用在小齿轮上的力圆周力1254610TTFND径向力1TANTAN24R大带轮的压轴力186Q3）计算支反力水平面0YF10QBYDTFCZM2566BYDYF算得41BYN47DY垂直面0ZF10BZDRFYM26ZR算得BZDN4）作弯矩图作X0Y面的弯矩图，如图（C）所示Z作X0Z面的弯矩图，如图（D）所示YM作合成弯矩图M，如图（E）所示5）作扭矩图如图（F）所示154TNM6）按弯扭合成应力校核轴的强度通常需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，故需校核C截的强度，在C截面处，MAX298CMN154TM40DM轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则062222MAX1398061547CCAMTMPAPAW故安全。此外，B截面也可能是危险截面，因为24D在B截面处，,204BNM15BTN235M2221364700BAMTMPAPAW故安全。确定轴上圆角和倒角参考机械设计第八版表152，由，取左轴130DM635D端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为15MM。14554绘制轴的工作图（见零件图齿轮轴）输出轴（低速轴）的设计计算选择轴的材料，确定许用应力选用40CR，调质处理，由机械设计第八版表151查得材料的硬度为241286HBS,拉伸强度极限,弯曲疲劳强度极限，735BMPA135MPA许用弯曲应力10A估算轴的基本直径根据教材机械设计第八版公式，取，则10A330812479IIPDAMN考虑有键槽，将直径增大5，则150IINDM轴的结构设计，初定轴径及轴向尺寸考虑联轴器的机构要求和轴的刚度，取与联轴器连接处轴径；根15D据密封件的尺寸，初选装轴承处的轴径为D60MM轴上零件的定位、固定和装配如图所示，将大齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，大齿轮左端面由轴肩轴向定位，右端面由轴套轴向定位，靠平键和过盈配合实现周向固定，两轴承分别以轴肩和轴套实现轴向定位，靠过盈配合和轴承座实现周向固定，固定方式为两支点单向固定，即全固式，选取挡油环高度H6MM，轴承端盖宽度30MM确定各段轴的直径和长度段直径150DM该段轴与联轴器配合，长度取决于联轴器的结构和安装位置，半联轴器与轴配合的毂孔长度为（转入联轴器的选择计算）84LM为了满足半联轴器的轴向定位要求，段轴左端需制出一轴肩，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，半联轴65DM器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联84轴器上而不压在轴的端面上，故段轴的轴头长度应比略短一L些，取182LM段定位轴肩高度10707503HDM故215356D取6M选取6212型深沟球轴承，内径60MM，外径110MM，宽2B（输入轴轴承选择计算）取轴套长度，内径为60MM，外径为78MM，轴承端盖175A端面到联轴器的距离为，则30XM22175630175LHBM取108M段直径取3263D30D该段轴与大齿轮配合，为了保证大齿轮的定位可靠，故取该段轴的轴头长度比大齿轮宽度小2MM，取250BM325048LB段直径取437235780DH478DM该段位大齿轮的定位轴肩，由于两轴承相对于大齿轮对称布置，故须大齿轮左端的定位轴肩和右端的定位轴套也要关于大齿轮对称，则该段定位轴肩的长度应等于定位轴套的长度，即4175LM段由于该段和段同装轴承，故5260DM，取5268BH3L则轴的总长为L286MM按弯扭合成应力校核轴的强度由轴上零件的装配图有128221075615LBLAHM269234502176592BLLHM1）绘出轴的计算简图轴的计算简图如图所示2计算作用在轴上的力计算作用在大齿轮上的力圆周力2743590TTFND径向力2TANTAN20163R简化力系如图（B）所示3计算支反力水平面0YF20AYCTFBZM59CY算得7AYCN垂直面0ZF20AZCRFBYM59ZCZ算得18AZCN4）作弯矩图作X0Y面的弯矩图，如图（C）所示ZM作X0Z面的弯矩图，如图（D）所示Y作合成弯矩图M如图（E）所示5）作扭矩图如图（F）所示743TNM6）按弯扭合成应力校核轴的强度只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的B截面的强度，在B截面处，MAX180BM743CT370DM轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取则62222MAX1318067470CCATMPAPAW故安全。确定轴上圆角和倒角参考机械设计第八版表152，由，取左轴150DM560D端倒角为，右轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为154242MM。绘制轴的工作图（见零件图输出轴）七、滚动轴承的选择和计算根据工作条件，各轴承的预计寿命均为28301480HLH1、计算输入轴承轴承转速1246/MININR由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷222410194RBYBZFN222475148RDYDZFNRBF故取径向载荷，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理18RFN论上轴向力为零，即0A初步计算当量动载荷P按机械设计第八版式138A计算当量动载荷PRAPFXFY查机械设计第八版表135得E022，载荷系数X1，Y0查机械设计第八版表136得，取则102PF12PF112148568PRAPFXFYN根据机械设计第八版式136A机械设计第八版式136求轴承应有的基本额定动载荷工作温度正常，查机械设计基础表188得，温度系数为，则1TF11133660580248052481HTPNCLNF试选轴承型号根据计算轴颈及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择5DMC56800N的6407型深沟球轴承验算6407轴承的寿命根据机械设计第八版式135得366110058617224HCLHNPL故所选轴承满足寿命要求。2、计算输出轴承轴承转速249/MININR由输入轴的设计计算可求得两轴承的径向载荷2229710836RACAYZFFN故取径向载荷，又因为减速器传动为直齿轮传动，故理论2316RAFN上轴向力为零，即0A初步计算当量动载荷P按机械设计第八版式138A计算当量动载荷PRAPFXFY查机械设计第八版表135得E022，载荷系数X1，Y0查机械设计第八版表136得，取则102PF12PF221367956PRAPFXFYN根据机械设计第八版式136A机械设计第八版式136求轴承应有的基本额定动载荷工作温度正常，查机械设计基础表188得，温度系数为，则1TF112336607950489761HTPNCLNF试选轴承型号根据计算轴颈及基本额定动载荷值，由机械设计手册选择0DMC47800N的6212型深沟球轴承验算6212轴承的寿命根据机械设计第八版式135得3662210104786095HCLHNPL故所选轴承满足寿命要求。八、键连接的选择和计算1高速轴（输入轴）与大带轮用平键联接（1）选择键联接的类型和尺寸由于大带轮在轴端，故选用单圆头普通平键（C型）按轴径D30MM，及带轮宽80MM，查机械设计第八版表61选3B键的截面尺寸为宽度B8MM，高度H7MM，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L70MM。（2）校核键联接的强度键的材料选择45钢，大带轮的材料为铸铁，查机械设计第八版表62得键联接的许用应力，键的工作长度MPAP605，键与轮毂键槽的接触高度。87062BLLM7352HKM由机械设计第八版式61得挤压应力,故安全331254106IPPTPAKLD则所选键为键C870GB/T109620032低速轴（输出轴）与大齿轮用平键联接（1）选择键联接的类型和尺寸由于大齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）按轴径D70MM，及与大齿轮配合段轴长，查机械设计第八348LM版表61选键的截面尺寸为宽度B20MM，高度H12MM，由大齿轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L40MM。（2）校核键联接的强度键的材料选择45钢，大带轮和轴的的材料均为40CR，查机械设计第八版表62得键联接的许用应力，键的工作长度102PMPA，键与轮毂键槽的接触高度。402LLBM126HKM由机械设计第八版式61得挤压应力3317106962IPTPAKLDP故所选键联接的挤压强度不够，改为平头普通平键联接。则键的工作长度改为，则40LLM，故安全。332107186IPTMPAKLDP则所选键为键B2040GB/T109620033、低速轴（输出轴）与联轴器用平键联接（1）选择键联接的类型和尺寸由于联轴器在轴端，故选用单圆头普通平键（C型）按轴径D50MM，及与联轴器配合段轴长，查机械设计第八182LM版表61选键的截面尺寸为宽度B14MM，高度H9MM，由带轮轮毂宽度并参考键的尺寸系列，取键长L80MM。（2）校核键联接的强度键的材料选择45钢，轴的材料为40CR，联轴器的材料为碳钢，查表得键联接的许用应力，键的工作长度102PMPA，键与轮毂键槽的接触高度。48732BLLM9452HKM由机械设计第八版式61得挤压应力,故安全33102109457IPPTPAKLD则所选键为键C1480GB/T10962003九、联轴器的选择联轴器的计算转矩2TKAC查机械设计第八版表141取工作情况系数，则13A1374965CAAITNM根据工作条件，查机械设计手册选用GY7凸缘联轴器，其公称转矩为，许用转速，配合轴径D50MM，半联轴器长160NM60/INNR度L112MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度L184MM（J1型）。十、减速器的润滑方式和密封类型的选择齿轮润滑方式的选择齿轮传动的圆周速度为V150246/60IDNMS因，所以采用浸油润滑。SMV/12润滑油牌号的选择由齿轮材料和圆周速度查机械设计第八版表1012，选取齿轮传动润滑油粘度为，由所选润滑油粘度查机械设计第八1750CSTC版表1011润滑油的牌号为220（GB59031995）齿轮浸油高度的设计大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，但不应少于10MM。装油量的计算取油面的高度为70MM，箱体内腔的尺寸为L374MM，B85MM，则装油量为63374850212VLBHML轴承润滑方式的选择对轴承的润滑，因圆周速度，采用脂润滑，由机械设4/VS计课程设计表8168，选用钙基润滑脂LXAAMHA2（GB4911987），只需填充轴承空间的，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不132能进入轴承以致稀释润滑脂。减速器的密封类型减速器需要密封的部位一般有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。轴伸出处的密封选用接触式密封，采用毡圈油封，在轴承端盖的透盖上开出梯形槽，将毛毡圈放置在梯形槽中以与轴密合接触。轴