1_4119344_一级圆柱齿轮减速器课程设计

1、 目录设计任务书2传动方案的分析3电动机的选择3计算传动装置的运动和动力参数6带传动计算8齿轮传动计算：10轴的计算（低速轴）13滚动轴承的设计与计算20键连接的选择计算21联轴器的选择23箱体23密封和润滑的设计26小结28参考资料29设计任务书一、 课程设计题目：一级圆柱齿轮减速器二、 课程设计时间： 至 三、 课程设计要求： 1.D带传动 2.电动机 3.圆柱齿轮减速器4.联轴器 5.输送带 6.滚筒参数数值输送带工作拉力FN1900输送带工作速度V(ms)1.6滚筒直径Dmm400每日工作时数Th24转动工作年限a5注：传动不逆转，载荷平稳，启动载荷为名义载荷的1.25倍。输送带速度允

2、许误差为5%。四、 课程设计工作量1. 设计说明书一份2. 减速器装配图一张3. 零件工作图13张计算及说明 结果一、 传动方案的分析采用一级圆柱直齿轮闭式传动及带传动的布局，带传动平稳、能缓吸振、过载保护，但是承载能力低，故带传动易布局在高速级。此传动装置具有结构紧凑、效率高、成本低、使用维护方便等优点。 相关计算公式 均引自课程设计指导书一级圆柱齿轮减速器的结构简图传动比一般小于5，使用直齿，斜齿或人字齿齿轮，传递功率可达数千瓦，功率较高，工艺简单，精度易于保证，一般工厂均能制造，应用广泛，轴线可做水平布置、上下布置或铅垂布置。二、 电动机的选择电动机已标准化、系列化，应按照工作的要求，根

3、据选择的传动方案选择电动机的类型、容量和转速，并在产品目录中查处其型号尺寸。 计算及说明 结果 (1) 选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用Y系列全封闭笼型之三相异步电动机。 (2) 选择电动机功率为 Pd=Pw/ Pw=Fv/1000w 所以 Pd=Fv/(1000w) 注：Pd为电动机输出功率 Pw为工作机所需输入功率 为电动机至工作机主要端之间的总效率 w为工作机的效率 F为工作机的作用阻力 v为工作卷筒的线速度 有电动机至工作机之间的总效率为： w=1223456 注：、1、2、3、4、5、6为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的轴承及卷筒的效率。 1=0.96 2

4、=0.99查表(2.3)得： 3=0.97 4=0.97 1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.97 5=0.98 6=0.96 5=0.98 6=0.96 w=0.960.9920.970.970.980.96=0.83 所以Pd=Fv/1000w=(19001.6)/(10000.83)=3.66kw(3) 确定电动机转速 计算及说明 结果卷筒轴的工作转速为： w=(601000v)/(pD)=(60100001.6)/(3.14400)r/min =76.4r/min w=76.4r/min按推荐的合理传动比范围，取V带传动比i1=24,单级齿轮传动比i2=35,则合理总传动

5、比的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为 d=iw=(620) 76.4r/min d=4581528r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min再根据计算出的容量。由附表(8.1)查出有两种合适的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下表。方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)传动装置的传动比Ped/kw同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M1-847507209.4233.142Y132M1-64100096012.572.84.53Y112M-441500140018.853.55.385综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

6、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案克制：方案一电动机转速低，外计算及说明 结果廓尺寸较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转 电动机型号选定为：速低导致传动装置尺寸较大。方案三总的传动比大传动装置尺寸较大。方案 二 比较合适 。所以电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。中心高H外形尺寸L(AC/2+AD) HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径D轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD1325153453152161781238801041三、 计算传动装置的运动和动力参数如图所示的传动装置：1、v带传送 2、电动机 3、圆柱齿轮减速器 4、联轴器 5、输送带 6、滚筒计算及说明 结果1

7、、各轴转速 各轴转速为： n=n/i=960/2.8r/min=342.86r/min n=342.86r/min n=n/i=342.86/4.5r/min=76.19r/min n=76.19r/min n=n=76.19r/min n=76.19r/min2、各轴的输入功率 轴 P=P=3.660.96=3.51Kw 各轴的输入功率为： 轴 P=P=P P=3.51Kw=3.510.990.97Kw=3.37Kw P=3.37Kw 卷筒轴 P=P=P P=3.24Kw=3.370.990.97Kw=3.24Kw3、各轴输入转矩 由式（2.17）计算电动机轴的输出转矩Td T=9550P/

8、n=95503.66/960=36.4Nm T=36.4Nm由式(2.14)(2.16)得 T=Ti=36.42.80.96 Nm=97.8 Nm T=97.8 NmT=Ti= Ti =97.84.50.990.97 Nm=422.6 Nm T=422.6 NmT=T=422.60.990.97 Nm=405.8 Nm T=405.8 Nm运动和动力参数的计算结果列于下表:轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转速n（r/min）960342.976.1976.19输入功率p/Kw3.663.513.373.24输入转矩T 36.497.8422.6405.8传动比i2.84.51效率0.960.960.

9、96计算及说明 结果四、 带传动计算1. 确定计算功率 由机械设计基础P表8.21可得K=1.3 K=1.3P= KP=1.34Kw=5.2Kw P=5.2Kw2. 选取普通V带型号:根据P=5.2Kw, n=960r/min,由机械设计基础 n=960r/min图8.13可选用A型普通V带.3. 确定带轮基准直径d,d:由机械设计基础图8.12和8.9选取. d=75mm取d=100mmd d=100mm则d=di=1002.8mm=280mm取d=280mm d=280mm则实际传动比: i=d/ d=2.8 i=2.8 从动轮实际转速为：n=960/2.8r/min=342.86r/mi

10、n n=342.86r/min由于所计算的大带轮基准直径与所选取标准值相等，则从动轮转速无误差率。 4. 验算带速V：V=dn601000=100960601000=5.024m/s V=5.024m/s带速在525 m/s以内5. 确定带的基准长度Ld和实际中心距a初定中心距a0.7（dd+dd） a 2（dd+dd） 266 a560计算及说明 结果按结构要求设计初定中心距a=400 mm初定基准带长度LL=2 a+（dd+dd）+（dd-dd）=2400+(100+280)+(100-280)4400=1416.85mm L=1416.85mm由表8.4选取基准长度L=1400mm得实际

11、中心距为： aa+（L-L）/2 400+（1400-1416.85）/2 391.58mm a391.58mm中心距的可调范围为： a=a-0.015L =391.58-0.0151400 =370.58mm a=370.58mm a=a+0.03L =391.58+0.031400 =433.58mm a= =433.58mm6. 校验小带轮包角： =180-（d-d）/57.3 =180-（280-100）/391.5857.3 =153.66120 =153.667. 确定V带根数：ZP/（P+P）KK根据d=100mm，n=960r/min，查表8.9，用内插法得： P=0.83+（

12、0.97-0.83）/（980-800）（960-800）Kw计算及说明 结果 =0.954Kw P=0.954Kw由式P=kn（1-1/k） 由表8.18查得 K=1.027510P=（1.027510960）（1-1/1.1373）Kw =0.12Kw P=0.12Kw由表8.4查得带长度修正系数K=0.96，由8.1查得包角系数K=0.94，得普通V带根数：Z = P/（P+P）K K=5.2/（0.95+0.12）0.940.96=5.39调整得：Z=5根 Z=58. 求初拉力F及带轮轴上压力F：由表8.6查得A型普通V带的每米质q=0.1.0/m，根据式F=500P/Zv（2.5/R

13、-1）+qv 得： F=（5005.2）/（55.024）（2.5/0.94-1）+0.1（5.024）N =174.34N F=174.34N由式 F=2FZsin得 F=2174.345sinN=1629.2N F=1629.2N9. 设计结果： 选用5根-1800GB1145-89V带，中心距a=391.58mm，带轮直径 d=100mm，d=280mm，轴上压力 F=1629.2N五、 齿轮传动计算：1. 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HB8 计算及说明 结果大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HB8因为是普通减速器，由表10.2选8级精度 要求：

14、齿面粗糙度R3.26.3mm 2. 按齿面接触疲劳强度设计、转距T T=9.5510Nmm =1.02105Nmm T=1.02105Nmm 、载荷系数K 取K=1.1 取K=1.1 、齿数Z和齿宽系数 小齿轮齿数Z取28，则大齿轮齿数为Z取126 因单级齿轮传动为对称布置，而齿面为软齿面，由表10.20选取=1 、许用接触应力H 由图10.24查得 Hlim=560 MP Hlim=560 MP Hlim=530 MP Hlim=530 MP 由图表10.10查得 =1 =1N=60L=603431（552120）=6.4210 N=6.4210N=Ni=6.42104.5=1.4310 N

15、=1.4310由图10.27得Z=1.03, Z=1.08由式= 可得,1=Mpa=568Mpa 1=568Mpa2=Mpa=572Mpa 2=572Mpa计算及说明 结果故:d76.43=57.9M=2.07由表10.3取标准模数 m=2.5 m=2.53. 主要尺寸计算:d=mZ=2.528mm=70mm d=70mmd=mZ=2.5126mm=315mm d=315mmb=4dd=170mm=70mm b=70mm经圆整后取 b=70mm b=b+5mm=75mm b=70mm=2.5 b=75mm=192.5 =192.54. 按齿根弯曲疲劳度校核由=YY=YY齿形系数Y由表10.13

16、得 Y=2.58 Y=2.16 Y=2.58 Y=2.16应力修正系数Y查表10.14得 Y=1.61 Y=1.84 Y=1.61 Y=1.84许用弯曲应力由图10.25查得=200Mpa =170Mpa由表10.10查得 =1.3由图10.26查得 Y=Y=0.9由式 =可得：=Mpa=138.46Mpa =138.46Mpa=Mpa=117.7Mpa =117.7Mpa故=YY=2.581.61Mpa计算及说明 结果=88.77Mpa =88.77Mpa =Mpa =84.94Mpad,故也应对截面-进行校核。-截面G=Mpa=13.33Mpa G=13.33Mpa-截面G=Mpa=21.

17、19Mpa G=21.19Mpa查表14.2得=60Mpa,满足的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量 高速轴的设计与计算1. 高速轴的材料同低速轴的材料选45钢2. 根据表14.1得C=118107,又由式（14.2）得dC=（118107）=23.2325.62 d=23.2325.62考虑到会有键槽存在,故将估算直径加大3%5,得23.9326.90由设计手册取标准值d=253. 设计轴结构并绘制结构草图.计算及说明 结果确定各轴直径 d=25,d=30,d=35,d=40为齿轮和轴的统一体为55,d=40,d=35.确定各轴段长度为:L=65,L=70.轴段长28,轴段长度为20,

18、轴段长度为65,轴段长度为20,轴段长度为254. 选定轴的结构细节,为圆角、倒角、退刀槽等的尺寸,按设计结构画出结构草图5. 按弯距合成强度校核轴.画出轴的受力图作水平内的弯距图.F=N=2794.3N F=2794.3NF=F=1397.1N F=1397.1N-截面出处弯距为:M=1397.1Nm=83828.6Nm M=83828.6Nm-截面处弯距为:M=1397.130Nm=41913Nm M=41913Nm作垂直面内的弯距图,支点反力为:F=-/2L=(1017.0/2-2973.6370/2120=-358.79N 计算及说明 结果-截面M=F=1375.8330Nm =412

19、74.9Nm M=41274.9Nmm合成弯距图-截面M=86548.62Nmm M=86548.62NmmMI右=117650.77Nmm-截面M=58824.46Nmm M=58824.46Nmm作转距图T=9.551010Nmm=97727.41 Nmm T=97727.41Nmm求当量变距,因低速齿轮一样取小=0.6,则有: -截面M= Nmm=131453.17 Nmm M=131453.17 Nmm-截面M= Nm=83057.51 Nmm M=83057.51 Nmm 确定危险截面及校核强度 由图可看出, 截面-，-所受转距相同，但弯距也相同,且轴上还有键槽,由于轴径dd,故也应

20、对截面-进行校核。计算及说明 结果I-I截面G=131453.17/0.1d53=7.90 Mpa-截面G=19.37Mpa G=19.37 Mpa查表14.2得=60Mpa,满足的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余度.6. 修改轴的结构.图所设计的轴的强度欲度不大,此轴不必再作修改七、 滚动轴承的设计与计算输出轴轴承相关参数（1）求当量动载荷P根据式(15.1)的P=fp(XFr+YFa)由教材15.12取得fp=1.1,教材表15.15取得Lh=50000 式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据Fa/Cor=0.056则e=0.26 Fa/Fr=1039.27/976.58=1.06

21、40.26,查表15.13得X=0.56 Y=1.71 P=1.1(0.56976.58+1.711039.27)=2556.44（2）计算所需的径向额定动载荷值 由式（15.6）可得 C=P/fT(60nLh/106)1/=2556.44/1(6076.195000/106)1/3 =15619.85(3)选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=50选得6010轴承，其计算及说明 结果Cr=22000N15619.85N,Cor=16200N.6010轴承的Fa/Cor=1039.27/16200=0.064,与初定值相近，所以选用深沟球轴承6010合适。由教材15.12取得fp=1.1,教材

22、表15.15取得Lh=50000式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据Fa/Cor=0.11则e=0.30 Fa/Fr=2973.63/1017.04=2.920.30,查表15.13得X=0.56 Y=1.45 ， P=1.1(0.561017.04+1.452973.63)=5369.44（2）计算所需的径向额定动载荷值 由式（15.6）可得 C=P/fT(60nLh/106)1/=5369.44/1(603435000/106)1/3=54208.5(3)选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=35选得6407轴承，其Cr=61800N54208.5N,Cor=29500N.6407轴承

23、的Fa/Cor=2973.63/29500=0.100,与初定值相近，所以选用深沟球轴承6407合适。八、 键连接的选择计算1. 轴和轴的键槽均选择平键计算及说明 结果 轴主要尺寸 ：计算及说明 结果d1=25mm，b1=8mm，h1=7mm，l1 =55mm轴主要尺寸：d=60mm，b=18mm，h=11mm，l=50mmd1=40mm,b1=12mm,h1=8mm,l1=65mm2. 键的挤压强度校核jY=jY100jY120I轴：jy=497800/25747=47.56MpajY jy=47.56Mpa轴:jy1=44.22105/40853=99.53MPajY jy1=99.53M

24、Pajy4=/601132=79.92MPajY jy=79.92MPa故键均符合要求九、 联轴器的选择1. 选十字滑块联轴，取工件情况系数K=1.25， K=1.25许用转矩T=500Nm n=250r/min n=250r/min2. 强度校核计算转矩：T=KT=1.25422.6 Nm=528.25 NmT T=528.25Nm强度足够nn=250r/min，在许用范围内十、 箱体（1）箱体各部分厚度 箱座壁厚 箱盖壁厚计算及说明 结果箱盖凸缘厚度箱座底凸缘厚度（2）各螺栓尺寸 地脚螺栓直径个数查表优化取 个数n=4 轴承旁连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 查表优化取 轴承端盖螺钉直径查

25、表优化取 检查孔螺钉直径查表优化取 定位销直径查表优化取 长度（3）其他尺寸 至外箱壁厚度 至凸缘边缘距离 轴承旁凸台半径 齿轮顶圆与内箱壁的距离： 取 齿轮端面与内箱壁的距离：计算及说明 结果 取 箱盖、箱底肋厚： 取 取 轴承旁连接螺栓距离S。尽量靠近，以螺栓互不干涉为准。检查孔及孔盖根据推荐尺寸选取A=100mm，已算所以 取， ， 取， ，取 通气器选择的通气器的参数为：dDSLlaM121.251816.514191024轴承端盖由于选择脂润滑选择轴承端盖的参数为：大齿轮端盖：D=62mm，77mm ，58mm ，92m， 50mm ， e=7.2mm。小齿轮端盖：D=80mm，100mm ，76mm ，120mm 68mm ， e=9.6mm。吊耳和吊钩吊耳环 取d=20mm计算及说明 结果 取R=22mm 取e=18mm 取b=2