一级直齿直连---开式齿轮

1、目录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点2第二章 电动机的选择32.1 选择电动机类型32.2 选择电动机的容量32.3 确定电动机转速3第三章 传动参数的计算53.1 计算各轴转速53.2 计算各轴输入功率、输出功率53.3 计算各轴的输入、输出转矩53.4 计算结果6第四章 齿轮传动的设计计算7第五章 轴的设计155.1轴的概略设计155.2 轴的结构设计及校核155.2.1高速轴的结构设计155.2.2 高速轴的校核175.2.3低速轴的结构设计195.2.4 低速轴的校核215.3轴上零件的固定方法和紧固件235.4轴上各零件的润滑和密封

2、245.5轴承的选择及校核245.5.1轴承的选择245.5.2输出轴轴承的校核245.6 联轴器的选择及校核255.7键的选择及校核计算26第六章 箱体的结构设计276.1 箱体的结构设计276.2 减速器润滑方式28设计小结29参考文献30推荐精选设计原始数据参数符号单位数值工作机扭矩TNm467工作机转速nr/min125工作年限y年10每天工作时间h小时24第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动电机直连一级圆柱齿轮减速器开式齿轮。方案简图如1.1所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对

3、称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。 推荐精选1.2 该方案的优缺点 减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。推荐精选第二章 电动机的选择 2.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为开式齿轮、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.95（开式齿轮），0.

4、99（角接触球轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.99（弹性联轴器），0.96（工作机效率，已知），则：=0.833 所以=7.339 根据机械设计手册可选额定功率为7.5kW的电动机。2.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=400.00 取开式齿轮传动比=3.2一级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为3-5。故电动机转速的可选范围为400.00 =1200 2000 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选电动机型号为推荐精选Y132M-4，电机主要技术参数，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速

5、r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比Y132M-47.5144015.40 79.00 3.60 电动机型号为Y132M-4，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG1325153152161781238801033推荐精选第三章 传动参数的计算3.1 计算各轴转速轴 1440.00 轴 400.00 工作机轴 125.00 3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =7.27 KW轴 =6.98 KW工作机轴 =6.50 KW各轴输出功

6、率轴 =7.19 KW轴 =6.91 KW工作机轴 =6.43 KW3.3 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为48.67 推荐精选轴输入转矩48.19 轴输入转矩166.58 工作机轴输入转矩496.34 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。3.4 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 3.1中。 表 3.1 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴7.34 48.67 1440.00 1.00 0.99 轴7.27 7.19 48.19 47.70 1440.00 3.60 0.96 轴6.9

7、8 6.91 166.58 164.92 400.00 3.20 0.93 工作机轴6.50 6.43 496.34 491.37 125.00 推荐精选第四章 齿轮传动的设计计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数21，齿轮2齿数76。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.3齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，3.60 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设3班制，一年工作300天，工作10年

8、）1440.00 383001062.21 17.28 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：570533.5带入较小的有54.08 推荐精选圆周速度4.08 齿宽43.26 模数2.58 5.79 7.47 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据4.08 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.86 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 60.93 计算模数：2.90 按齿根弯曲强度：计算载荷系数

9、推荐精选1.77 查取齿形系数：查得2.76 ，2.23 查取应力校正系数： 1.56，1.762查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮1的并加以比较0.0091 0.0107 齿轮2的数值大则有：1.73 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数2.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径60.93 来计算应有的齿数。则有：30.47 30推荐精选取30，则108.00 108计算齿

10、轮分度圆直径：60216几何尺寸计算计算中心距：=138计算齿轮1宽度：45齿轮2宽度50。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 amm138传动比 i 3.60 模数 mnmm2端面压力角a20啮合角 a20齿数 z 30108分度圆直径dmm60.00 216.00 齿顶圆直径damm64.00 220.00 齿根圆直径dfmm55.00 211.00 齿宽 bmm5045材料 40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280240开式齿轮计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数2

11、1，齿轮2齿数68。推荐精选按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.3齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，3.60 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设3班制，一年工作300天，工作10年）1440.00 383001062.21 17.28 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：570533.5带入较小的有82.50 圆周速度1.73 齿宽推荐精选66.00 模数3.93 8.84 7.47 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据1.73 ，8级精度

12、，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.87 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 93.08 计算模数：4.43 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.77 查取齿形系数：查得2.76 ，2.25 推荐精选查取应力校正系数： 1.56，1.746查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得475368.6 计算齿轮1的并加以比较0.0091 0.010

13、7 齿轮2的数值大则有：2.61 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数3.00 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径93.08 来计算应有的齿数。则有：31.03 31取31，则99.20 99计算齿轮分度圆直径：推荐精选93297几何尺寸计算计算中心距：=195计算齿轮1宽度：70齿轮2宽度75。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 amm195传动比 i 3.60 模数 mnmm3端面压力角a20啮合角 a20齿数 z 3199分度圆直径dmm93.00 297.00 齿顶圆直径dam

14、m99.00 303.00 齿根圆直径dfmm85.50 289.50 齿宽 bmm7570材料 40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280240推荐精选第五章 轴的设计 5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴18.87 轴28.53 （3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直

15、径分别为：轴20.19 轴31.38 将各轴的最小直径分别圆整为：d1=25mm，d2=35mm。5.2 轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构推荐精选各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11=d1min=25mm。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封），d12=31mm。d13：滚动轴承处轴段，d13=35mm，选取轴承型号为深沟球轴承6207。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=42。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺

16、相同，均为45钢，调质处理。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=42mm。d17：滚动轴承轴段，d17=35mm。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=50mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=52.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=15mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=50mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=17mm图5.2高速轴的尺寸图推荐精选表5.

17、1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2531354264.00 4235长度l11l12l13l14l15l16l17mm5052.615205020175.2.2 高速轴的校核轴支撑跨距L=107mm，K=85.1mm。1.小齿轮分度圆直径d1=60mm2.齿轮所受扭矩:48186.11 3.齿轮作用力：圆周力： 1606.20 N径向力：584.61 N4.垂直面支撑反力292.31 N292.31 N5.水平面支撑反力803.10 N6.计算力F57.76 N7.F在支点产生的反力45.94 N推荐精选103.70 N8.绘制垂直弯矩图15638.33 15

18、638.33 9.求MAz42965.95 10.求F产生的弯矩5548.20 2457.84 11.合成弯矩48181.25 48181.25 12.求轴传递的转矩48186.11 13.求危险截面的当量弯矩取0.6，查得60MPa，d=60mm。56190.01 2.60 MPa60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算时，忽略单键槽的影响）推荐精选高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示推荐精选图5.3 低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=45mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的

19、定位要求d22=52mm。d23：齿轮处轴段，d23=47。d24：滚动轴承处轴段d24=45mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=43mm。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=35mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=19mm。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23：大齿轮宽度，取l23=43mml24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=41.5mml25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=50.6mml26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82mm

20、图5.4低速轴的尺寸图推荐精选表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm455247454335长度l21l22l23l24l25l26mm1922.54341.550.6825.2.4 低速轴的校核轴支撑跨距L=107mm，K=101.1mm。1.小齿轮分度圆直径d1=216mm2.齿轮所受扭矩:166583.23 3.齿轮作用力：圆周力：1542.44 N径向力：561.40 N4.垂直面支撑反力280.70 N 280.70 N5.水平面支撑反力771.22 N6.计算力F39.30 N7.F在支点产生的反力37.14 N推荐精选76.44 N8.绘制垂直弯矩图1

21、5017.48 15017.48 9.求MAz41260.20 10.求F产生的弯矩4089.41 1986.73 11.合成弯矩45894.92 45894.92 12.求轴传递的转矩166583.23 13.求危险截面的当量弯矩取0.6，查得60MPa，d=47mm。109983.34 10.59 MPa60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算时，忽略单键槽的影响）推荐精选低速轴弯扭受力图5.3轴上零件的固定方法和紧固件（1）齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计，既齿轮与轴在同一零件上，该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。推荐精选

22、低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接，考虑低速轴的直径较大，因此齿轮与轴分开制造，采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷，键槽加工相对简单。（2）联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力，适用于安装底座性能好，冲击载荷不大的中，小功率轴系传动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。5.4轴上各零件的润滑和密封由于各轴的转速较快，因此润滑方式选择为飞溅润滑，即利用齿轮溅起的油雾进入轴承室，或者将溅到箱体内壁上的油汇集到输油沟中，再流入轴承室进行润滑。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速

23、器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈31 JB/TQ4606。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。轴选轴承为：6207； 轴选轴承为：6209； 所选轴承的主要参数见表5.3。表 5.3 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN dDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6207357217426525.515.2推荐精选6209458519527831.520.55.5.2输出轴轴承的校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基

24、本额定静载荷Cr0=20.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=820.71 NB点总支反力=820.71 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1Fr1）=984.86 NP2=fP（X2Fr2）=984.86 N4.验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）24（小时）=72000h。=1363332 h72000h 轴承具有足够寿命。5.6 联轴器的选

25、择及校核由于设计的减速器伸出轴35 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、35 、 82从动端：J1型轴孔、A型键槽、35、82 J3582选取的联轴器为：TL6 GB/T5843 J13582联轴器所传递的转矩T=164.92 ，查得工况系数KA=1.9，联轴器承受的转矩为313.34 推荐精选查得该联轴器的公称转矩为750，因此符合要求。5.7键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键C848 GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=48-8/2=44mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3.5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，

26、查得150MPa，则其挤压强度31.29 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A1439 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=39-14=25mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4.5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度63.01 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键C1080 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-10/2=75mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度31.73 MPa150MPa满足强度要求。推荐精选第六章 箱体的结构设计6.1 箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确