一级圆柱齿轮减速器

1、下载可编辑设计题目 ：带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器 。设计的主要内容 ：（ 1） 电动机的选择与运动参数计算 ；（ 2） 齿轮传动设计计算（ 3） 轴的设计（ 4） 滚动轴承的选择（ 5） 键和连轴器的选择与校核 ；（ 6） 装配图 、零件图的绘制（ 7） 设计计算说明书的编写（ 8）选择一主要零件完成数控加工设计（ 9）对一主要零件进行三维建模说明：（ 8），（ 9）为任选题目录.专业 .整理 .下载可编辑一、传动方案拟定 -二、电动机的选择 -三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比-四、运动参数及动力参数计算-五、V 带传动设计 -六、齿轮传动设计 -七、轴的设计 -八、滚动

2、轴承的选择及校核计算-九、键的校核计算 -十、联轴器的选择 -十一、润滑与密封-十二、减速器附件的选择及简要说明-十三、箱体主要结构尺寸的计算-一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1 总体布局简图.专业 .整理 .下载可编辑1带传动2电动机3减速机4联轴器5转筒6传送带2 工作情况 ：载荷平稳 、单向旋转3 原始数据已知条件数据转筒直径 D(mm)250传送带牵引力 F(KN)1 5传送带速度 V(m/s)1使用年限 （年）5二、电动机的选择1 、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求.专业 .整理 .下载可编辑和 条件，选用 Y 系列三相异步电动机。2、选择电动

3、机的容量工作机所需功率Pw=FV1000 w工作机的效率 w=0.940.96对带式输送机取 w =0.94 带入上述得 ：Pw FV1000w 1500 1/ （ 1000 0.94 ） 1.6KW3.确定电动机的功率：电动机输出功率Po=Pw/ 式中 为电动机至滚筒轴的传动装置总效率(1) 传动装置的总效率 ：查表 22，取 V 带传动效率 为 0.96 ，滚动轴承 （两对）为 0.99 ，齿轮效率 为 0.97 ，联轴器效率 为 0.98由总 带 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 0.96 0.99 0.99 0.97 0.98 0.90(2) 电机所需的工作功率 ：PwPo.专业 .整理 .下

4、载可编辑1.77KW因载荷平稳 ，电动机额定功率Pm只需略大于Po 即可，安表 10-1 中 Y 系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm 为 2.2KW(3 确定电动机的转速滚筒轴工作转速为；nW=60x1000V/( D)=60x1000x1/(x250)=76.39r/min安表 2-1 推荐的各级传动比范围为： V 带传动比范围i=2-4, 单级圆柱齿轮传动比范围:i =3-5, 则总传动比范围 i =2x3-4x5=6-20, 可见电动机的转速可选范围为：n =i nw=(6-20)x76.39=458.34-1527.8r/min符 合 这 一 范 围 的 同 步 转 速 有7

5、50r/min和1000r/min三种 ，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的 Y 系列电动机.专业 .整理 .下载可编辑Y100L1-4, 其满载转速nw=1420r/min(3) 选用电动机查 JB/T9616 1999 选用 Y100L1-4 三相异步电动机，主要参数如下表 1-2 ：型额定转速堵转最大号功 率r/mi扭 矩转 矩KWn额 定额 定转矩转矩Y100L1-2.21422.22.240三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比 ：工作机的转速n 筒 =60x1000V/(D)=60x1000x1/(x250)=76.39r/m

6、ini 总 n 电动 /n 筒 1420/76.93 18.6.专业 .整理 .下载可编辑2、分配各级传动比i 总 i 齿 i 带为使 V 带传动的外廓尺寸不致过大，取V 带传动的传动比i 带 =4 ，则齿轮传动比 ：i 齿 i 总/i 带 18.6/4=4.65四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）n 电 1420r/min)n n 电/i 带 1420/4 355(r/min)n n /i 齿355/4.65 76.34(r/min)n 筒n 76.34(r/min)2、计算各轴的功率（KW ）P 电Po 1.77KWP Po 带 1.77 0.96 1.7KWP Po

7、 轴承 齿轮 1.7 0.99 0.97 1.57KWP 筒 P轴承 联轴器 1.57 0.99 0.98 1.52KW3、计算各轴转矩T 电9550Po/n电 9550 1.77/1420=11.9Nm.专业 .整理 .下载可编辑TI 9550P / n 9550 1.7/355=45.73NmT9550P/ n95501.57/76.34=196.4NmT筒9550P筒/n筒95501.52/76.34=190.15Nm将上述数据列表如下：轴名电动机I 轴II 轴滚筒轴参数转速 n(r/min)142035576.3476.34功率 p(kw)1.771.71.571.52转矩 T(N m

8、)11.945.73196.4190.15传动比 i44.651.00效率 0.960.960.98五、V 带传动设计1、 选择普通 V 带截型由表 15-8 得： kA 1.2P 电 2.2KWPCKA P 电 1.2 2.2 2.64KW据 PC2.64KW 和 n 电1420r/min由图 15-8 得：选用 A 型 V 带.专业 .整理 .下载可编辑2、确定小带轮基准直径由表 15-8 ，表 15-4 ，表 15-6 ，取 d d1 100mm 3、 确定大带轮基准直径d d2 i 带 4100 400mm4、验算带速带速 V ：V d d1 n 1/ （60 1000 ）100 14

9、20/ （ 60 1000 ） 7.43m/s带速太高 ，离心力增大 ，使带与带轮间的磨檫力减小 ，容易打滑 ，带速太低 ，传动功率一定时所需的有效拉力过大，也会打滑 。 一般应使普通V 带在 5 25m/s范围内 。在 5 25m/s 范围内 ，带速合适5、初定中心距 a00.7 （ d d1+ d d2 ）a02（ d d1+ d d2 ）得350 a01000取 a0 700mm 6、确定带的基准长 Ld.专业 .整理 .下载可编辑Ld 2a0+ ( d d1+ d d2)/2+(d d2- d d1) 2/4 a0 2700+3.14(100+400)+(400-100)2/(4 70

10、0) 2217.5mm根据表 15-2 选取相近的Ld 2240mm7、确定实际中心距aaa0+(Ld-L 0 )/2 700+(2240-2217.54)/2 722.64mm8、验算小带轮包角1180 -57.3 (d d2- d d1)/ a 180 -57.3 (400-100)/72.64 156.2 120 （适用 ）9、确定带的根数单根 V 带传递的额定功率.据 d d1 和 n1，查表 15-7 得 P0 1.32KWi1 时单根 V 带的额定功率增量.据带型及i 查表 15-9 得 P0 0.17KW查表 15-10 ，得 K0.93 ；查 1 表 15-12得 KL0.96

11、ZPC/(P1+ P1)K KL.专业 .整理 .下载可编辑5.24/(1.32+0.17)0.93 0.96 1.98取Z2根10 、计算轴上压力由表 15-1 查得 q 0.11kg/m，单根 V 带的初拉力 ：F0 500 PcZV（ 2.5/K -1 ）+qV 2500x 2.64 (2.5/0.93-1)+0.11x5.637.4322 x7.43156.03kN则作用在轴承的压力FQFQ2ZF0sin( 1/2)22156.03sin(156.03/2)610.7N11 、计算带轮的宽度BB（ Z-1 ）e+2f（ 2-1 ）15+2 933mm六、齿轮传动设计（ 1）选择齿轮材料

12、与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动， 通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45 钢，调质 ，齿面硬度 229-286HBW；.专业 .整理 .下载可编辑大齿轮材料也为45 钢，正火处理 ，硬度为 169-217HBW；精度等级 ：运输机是一般机器，速度不高 ，故选 8 级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d 1= 载荷系数 K查表 13-8K 1.2转矩 TITI 45730N mm 解除疲劳许用应力H H lim Z N /S H按齿面硬度中间值查图 13-32

13、 lim1 600MpaHH lim2 550Mpa接触疲劳寿命系数 Zn ：按一年 300个工作日 ，每天16h 计算，由公式 N 60njtn计算N1 60 355 1 300 16 5.11x10 7.专业 .整理 .下载可编辑N2 N1/i齿 5.11x10 7 /4.65 1.1 10 7查图 13-34中曲线 1，得 ZN1 1.05ZN2 1.13按一般可靠度要求选取安全系数SH 1.0 H1 Hlim 1ZN1 /S H min 600x1.05/1 630 Mpa H 2 Hlim 2ZN2 /S Hmin 550x1.13/1 621.5Mpa故得 ： H=621.5Mpa

14、 计算小齿轮分度圆直径d 1由表 13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取 d 1.08 ZH 2.5由表 13-10得 ZE189.8N / mm2将上述参数代入下式d1.专业 .整理 .下载可编辑2 3 2 x1.2x45730 X 189.8x2.5 X 4.65 11.08621.54.65 42.68mm取 d 1 50mm 计算圆周速度V nI d1（ 60 1000 ） 355 3.14 50 （ 60 1000 ） 0.93m sV 6m s故取 8 级精度合适（ 3）确定主要参数齿数 取 Z120Z2Z 1i 齿 20 4.65 93 模数 m d 1 Z1 50 20 2.5符

15、合标准模数第一系列 分度圆直径d 2 Z2 m 20 2.5 50mmd 2 Z2 m 93 2.5 232.5 mm.专业 .整理 .下载可编辑 中心距a（ d 1+ d 2） 2（ 50+232.5） 2 141.25mm 齿宽b d d 1 1.08 50 54mm取 b 2 60mmb 1 b 2+5 mm 65 mm(4) 校核齿根弯曲疲劳强度 齿形因数 YFs查图 13-30YFs1 4.26YFs2 3.97许用弯曲应力 F F Flim YN /S F由图 13-31按齿面硬度中间值得Flim1 240MpaFlim2 220Mpa由图 13-33得弯曲疲劳寿命系数YN ： Y

16、N 11YN21按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF1计算得弯曲疲劳许用应力为 F1 Flim1 YN 1/S F 240 1/1240Mpa F Flim2 YN2/SF 220 1/1220Mpa2.专业 .整理 .下载可编辑校核计算F12KT 1YFS1/ （ b 1 md 1） 21.2 45730 4.35/ （ 60 2.5 50 ）63.66M pa F1F2 F1 YFS2/Y Fs1 63.66 3.97/4.26 57.8Mpa F2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5) 齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径 dada1 d1+2ha 60+5 65mmda2 d2+ ha 232

17、.5+5 237.5mm齿全高 hh (2 ha*+c*)m (2+0.25) 2.5 5.625 mm 齿根高 hf （ ha*+c* ） m 1.25 2.5 3.125mm齿顶高 ha ha*m 12.5 2.5mm齿根圆直径dfdf1 d1-2hf 60-6.25 53.75mmdf2 d2-2hf 232.5-6.25 226.25mm(6) 齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构 。.专业 .整理 .下载可编辑大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径 d 60mm轮毂直径 D 1 1.6d 60 1.6 96mm 轮毂长度 L 1.2d 1.2 60 72mm

18、轮缘厚度 0 (3-4)m 7.5-10mm取 0 10mm轮缘内径 D 2 da2-2h-20237.5-2 5.625 20 206.25 mm取 D 2 206mm腹板厚度 C (0.2-0.3)b 12-18mm取 C18mm腹板中心孔直径D 00.5(D1+D 2 ) 0.5(96+216)156mm腹板孔直径 d0 15-25mm取 d 0 20mm齿轮倒角取 C2七、轴的设计从动轴设计1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45 号钢，调质处理 。查表 19-14可知 ：b 600Mpa,查表 19-17可知 ： b-1 55Mpa.专业 .整理 .下载可编辑2、按扭矩估算轴的最

19、小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴 ，输出端与联轴器相接 ，从结构要求考虑 ，输出端轴径应最小 ， 最小直径为：d 3 p An查表 19-16 A 115则 d 115 3 1157 mm 31.51mm76.34考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 d 31.51 1.05 33.09mm要选联轴器的转矩TcTc KT 1.5 196400 2.95 10 5 N mm (查表 20-1 工况系数 K1.5)查附录 6 选用连轴器型号为YL9考虑联轴器孔径系列标准故取 d 38mm3、轴的结构设计轴结构设计时 ，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式 ，按比例绘制轴系结构草图

20、。.专业 .整理 .下载可编辑（ 1）联轴器的选择联轴器的型号为YL9 联轴器 ： 38 112（ 2）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 。 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定 ，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（ 3）确定各段轴的直径将估算轴d 38mm作为外伸端直径d1 与联轴器相配（如图 ）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 41mm ，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便

21、以及零件固定的要求，装轴处 d3 应大于 d2 ，取 d3 45mm ，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3 ，取 d4 50mm 。 齿轮左端用轴环固定 ,右端用挡油环定位,轴环直径 d5.专业 .整理 .下载可编辑满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求， d5 55mm, 根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取 d6 45mm.(4) 选择轴承型号由附表 5-1 初选深沟球轴承,代号为 6209, 轴承宽度B 19 。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L119mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩 ： T T 196.4N m齿轮作用力

22、 ：圆周力 ： Ft 2000T/d2000 196.4/232.5 1689.46N径向力 ： FrFttan20 1689.46 tan20 614.96N（ 2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB59.5mm（3）计算支承反力FHA FHB Ft/2 1689.46/2 844.37N FVA FVB Fr/2 614.96/2 307.48N由两边对称 ，知截面的弯矩也对称。截面在水平面弯矩为.专业 .整理 .下载可编辑M HC FHA L/2 844.37 119 200047.52N/m截面在竖直面上弯矩为：M VC FVA L/2307.48 119 200018.25N/mM

23、C (M HC2+M VC2)? （ 47.52 2+18.25 2)? N/m转矩 ：T T 196.4N m(8) 校核轴的强度转矩产生的扭剪 可 认 为 按脉 动循环变化， 取 0.6 ，中间截面处的当量弯矩：Me M C2+( T)2? 116.4+(0.6 196.4) 2 ? 165.6 Nm(9) 校核危险截面所需的直径de 3Me 3 165.6x10331.1mm0.1& b 10.1x55考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de 31.1 1.05 32.7mm 50mm结论 ：该轴强度足够 。.专业 .整理 .下载可编辑主动轴的设计1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为4

24、5 号钢，调质处理 。查 1 表 19-14 可知：b 600Mpa, 查 1 表 19-17 可知 ： b 1 55Mpa2、按扭矩估算轴的最小直径单级齿轮减速器的高速轴为转轴 ，输入端与带轮相接 ，从结构要求考虑 ，输入端轴径应最小 ，最小直径为：d 3 p An查表 19-16A 115则 d 115 3 1.7 mm 19.4mm355考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 19.4 1.05 20.37mm选取标准直径d 30mm3、轴的结构设计轴结构设计时 ，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式 ，按比例绘制轴系结构草图 。.专业 .整理 .下载可编辑（1）确定轴上零件

25、的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位 ，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位 ，靠过盈配合实现周向固定，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（ 2）确定各段轴的直径将估算轴d 30mm作为外伸端直径d1 与带轮相配（如图 ）， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2 35mm ，装轴承处d3应大于d2 ，取d3 40mm ，齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3 ，取 d4 45mm 。齿轮左端直径d5 与 d4 相同， d5 50mm, 左端轴承处轴径d6 与右端相等取45m

26、m,d7与右端轴承处轴径相等， d6 40mm.(4) 选择轴承型号由附表 5-1 初选深沟球轴承,代号为 6208, 轴承宽度B.专业 .整理 .下载可编辑18 。(5 ）确定轴各段直径和长度由草绘图得 段： d1 30mm长度 L1 45mmII 段 :d2 35mm长度 L2 50mmIII 段： d3 40mm长度 L3 28mm 段： d4 45mm长度 L4 8mm 段 :d5 50mm长度 L5 65mm 段 :d4=45mm长度 L6=8mm 段 :d7=40mm长度 L7=28mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L119mm4、按弯矩复合强度校核（ 1）齿轮上作用力的计算齿轮

27、所受的转矩 ： T T 45.7N m小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力：圆周力 ： Ft 1828N径向力 ： Fr665.392N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB59.5mm（3）计算支承反力水平平面内以B 点为支点 （ FQ 离 B 点为 87.5 ）.专业 .整理 .下载可编辑MB 0； -FHA 119- Fr 59.5-FQ 87.5 0FHA - （ Fr59.5+ FQ 87.5 ） 119 - （ 665.392 59.5+610.7 87.5 ） 119 -377.3NFy 0;FHA+Fr+FHB-FQ0FHB FQ-FHA Fr 610.7+377.3

28、-665.392 322.6N竖直平面内FVA FVB Ft/2 1828/2 914N在水平面弯矩为M HCFHA L/2-377.3 119/200022.45 NmM HB -FQ 87.5/1000 -610.7 87.5/1000-53.4 Nm由两边对称 ，知截面 C 的弯矩也对称 。截面 C 在竖直面上弯矩为：M VC FVA L/2 914 119 2000 54.4 Nm(6) 绘制合弯矩图 （如图 d ）M C (M HC2+M VC2)? （ 22.45 2+54.4 2)? 58.8N mM B (M HB2)? -53.4 Nm.专业 .整理 .下载可编辑转矩 ： T

29、T 45.7N m(8) 校核轴的强度转矩产生的扭剪 可 认 为 按脉 动循环变化， 取 0.6 ，此轴为此轮轴截面 B 处的当量弯矩 ：Me M C2+( T)2? 58.8 2+(0.6 45.7) 2 ? 39.8 Nm(9) 校核危险截面B 所需的直径Me33 39.8x10de 30.1& b 10.1x55=19.3mm 43.75mm结论 ：该轴强度足够 。八、滚动轴承的选择及校核计算(1) 根据根据条件 ，轴承预计寿命Lh 10 300 1648000h从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为: 6209,查附表 5-1 基本额定动载荷Cr 21KN查表 19-6Kp 1.专业 .整

30、理 .下载可编辑两轴承径向反力FVA FVB Ft/2 1689.46/2 844.73NPKp FR1 11689.43 1689.43NCr P 3Lhn1689.43 3 24000x76.34 8093N Cr1666716667故所选用轴承合适(2) 主动轴上的轴承 :由初选的轴承的型号为 :6209查附表 5-1 基本额定动载荷Cr 29500KN查表 19-6Kp 1PKp F 1665.392NBRCr P 3Lhn665.392 3 24000x355 =5320NCr1666716667故所选用轴承合适九、键的校核计算（ 1 ）主动轴外伸端 d=30mm ，考虑到键在轴中部

31、安装 ，故选键 8x40 (GB/T1096-2003)b=8mmh=7mmL=40mm选择 45 钢,查表 19-11 其许用挤压应力 p=100-120MPap=4 T/dhL=4x45.73x1000/30x7x(40-8).专业 .整理 .下载可编辑=27.2MPa p故所选键联接强度足够。（ 2 ）从动轴外伸端 d=38mm ，考虑到键在轴中部安装 ，故选键 10x105(GB/T1096-2003)b=10mmh=8mmL=105mm选择 45 钢，其许用挤压应力 p=100-120MPap=4 T/dhL=4x196.4x1000/38x8x(105-10)=27.2MPa p故所选键联接强度足够。（ 3 ）与齿轮联接处 d=50mm ，考虑到键在轴中部安装 ，故在同一方为母线上 。 选键 14x53 (GB/T1096-2003)b=14mmh=9mmL=53mm