课程设计说明书-1-上传QQ群里

1、单级圆柱齿轮减速器 姓名 学号一、传动方案拟定第九组数据：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器1、工作条件：运输机连续工作，单向运动，载荷变化不大，空载起动，减速器小批量生产，使用期限10年，两班制工作。2、原始数据：运输带拉力F=2.5KN，运输带速度V=1.3m/s，卷筒直径D=450mm。二、电动机的选择1、电动机类型的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机，其结构形式选择基本安装B3型，机座带底脚，端盖无凸缘，额定电压380V。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96

2、5;0.992×0.97×0.99×0.95=0.86（2）电机所需的工作功率：取工作机效率Pw=FV/1000w=2500×1.3/1000×0.96 =3.39KWP0= Pw/总=3.94KW则，电机的额定功率Pm=1.2 P0=4.73KW3、确定电动机的转速：滚筒的工作转速n滚筒=60×1000V/D=60×1000×1.3/×450=55.2r/min通常，取V带传动比i带=24，单级圆柱齿轮传动比范围i齿轮=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的范围为n电动机=i×

3、;n滚筒=(620)×55.2=331.21104r/min。符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000r/min，根据电动机额定功率和同步转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号：方案电机型号额定功率kW电机转速n/(r/min)总传动比I同步转速满载转速1Y132M2-65.5100096017.392Y160M2-85.575072013.04综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较适合，则选nm=960r/min 。4、确定电动机型号：根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132

4、M2-6。其主要性能：额定功率5.5KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0 N.m，质量85kg。5、计算结果：型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)额定转矩/N.mY132M2-65.510009602.0三、传动装置的总传动比及分配各级的传动比的计算1、总传动比：i总=n电动机/n滚筒=960/55.2=17.392、分配各级传动比：（1） 取i齿轮=5（2） 因为i总=i齿轮×i 带，所以i带=i总/i齿轮=17.39/5=3.483、计算结果：参数总体齿轮V带传动比i17.3953.48四、传动装置的运动和动力参数的计算1、计算各轴转速：n

5、=n电动机=960r/minn=n/i带=960/3.48=275.86r/minn=n/i齿轮=275.86/5=55.17r/min2、计算各轴的功率：P=P工作=3.94KWP=PI×带=3.94×0.96=3.78KWP=P×轴承×齿轮=3.78×0.99×0.97=3.63KW3、计算各轴转矩：T=9.55 P/ n=9550x3.94/960=39.19 N.mT=9.55 P/ n=9550x3.78/275.86=130.86 N.mT=9.55 P/ n=9550x3.63/55.17=628.36 N.m4、计算结

6、果：轴号输入功率P/KW转矩T/ N.m转速n/(r/min)3.9439.199603.78130.86275.863.63628.3655.17五、带传动的设计1、选择普通V带截型：由课本P188表11.5得：kA=1.2，PC=KAP工作=1.2×5.5=6.6KW由课本P188图11.15得：选用A型V带2、确定带轮基准直径，并验算带速：由课本P189表11.6得：D1=100mm>Dmin=75mm，D2=i带D1(1-)=3.48×100×(1-0.01)=344.52 mm，由课本P179表11.4得：D2=355mm，D1=100mm实际从动

7、轮转速n= nD1/ D2=960×100/355=270.42r/min转速误差为1- n/ n=1-270.42/275.86=0.0197<0.05(允许)带速v=D1 n/60×1000=×100×960/60×1000=5.03m/s，在525m/s范围内，带速合适3、确定带长和中心距：0.65(D1+ D2)a02(D1+ D2)，即0.65(100+355)a02×(100+355)，所以有297.75mma0910mm，初定中心距a0=650mm带长L0=2a0+1.57(D1+ D2)+(D2- D1)2/4a

8、0=2×650+1.57(100+355)+(355-100)2/(4×650)=2039.36mm，根据课本P179图11.4得：Ld=2000mm 中心距aa0+(Ld-L0)/2=650+(2000-2039.36)/2=650-19.68=631mm4、验算小带轮包角：1=1800-57.30 ×(D2- D1)/a=1800-57.30×(355-100)/631=156.840>1200（适用）5、确定带的根数：根据课本P191表11.8得：P0=0.97KW根据课本P193表11.10得：P0=0.11KW根据课本P190表11.7得

9、：K=0.95根据课本P194表11.12得：KL=1.03根数z=PC/(P0+P0)KKL=6.6/(0.97+0.11) ×0.95×1.03=6.25，取z=76、确定单根V带的预紧力：F0=500 PC(2.5/K-1)/zv+qv2=500x6.6(2.5/0.95-1)/7x5.03+0.1x5.032=155.45N7、确定带对轴的压力：FQ=2z F0sin(a1/2)=2x7x155.45xsin(156.84/2)=2132N8、计算结果：带型号带长/mm带根数大轮直径/mm小轮直径/mm中心距/mm轴上压力/NA200073551006312132六

10、、齿轮传动的设计1、选择齿轮材料及精度等级：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。根据课本P211表12.7，小齿轮材料选用45Cr，调质处理，齿面硬度260HBS；大齿轮材料选用45号钢，调质处理，齿面硬度为210HBS。精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。2、齿面接触疲劳强度计算：（1）初步计算：齿数比u=i齿轮=5由课本P222表12.13得齿宽系数：d=1.0转矩T1=9.55×106P/n=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm根据课本P223图12.18c得接触疲劳极限Hlim：Hlim1=640M

11、pa，Hlim2=510Mpa许用接触应力H：H1 0.9Hlim1=0.9x640=576Mpa，H2 0.9Hlim2=0.9x510=459Mpa根据课本P227表12.16得：Ad=85小齿轮直径d1Ad(T1(u+1)/duH2)1/3=85x(130859.9x(5+1)/1x5x4502)1/3=78.09mm(取78mm) 初步齿宽b=d d1=1x78=78mm（2）校核计算：圆周速度v=d1 n/60x1000=x78x275.86/60x1000=1.13m/s<6m/s，故取8级精度合适初取齿数z1=20，z2=i齿轮z1=5×20=100模数m= d1

12、/z1=78/20=3.9mm，根据课本P206表12.3得标准模数：m=4mm，则z1= d1/m=78/4=20，z2=i齿轮z1=5x20=100根据课本P215表12.9得使用系数：KA=1.10根据课本P216图12.9得动载系数：Kv=1.0Ft=2T1/d1=2x130859.9/78=3355.4NKA Ft/b=1.10x3355.4/78=47.32N/mm<100N/mma=1.88-3.2(1/ z1+1/ z2)cos=1.88-3.2x(1/20+1/100)=1.69Z=(4-a)/31/2=(4-1.69)/3 1/2=0.88KHa=1/ Z2=1/0.

13、882=1.29KH=A+B(b/d1)2+Cx10-3b=1.17+0.16x12+0.61x10-3x78=1.38载荷系数K= KA Kv KHa KH=1.10x1.0x1.29x1.38=1.96根据课本P221表12.12得弹性系数：ZE=189.8Mpa1/2根据课本P222图12.16得节点区域系数：ZH=2.5根据课本P225表12.14得最小安全系数SHmin=1.07总工作时间th=10x350x16x0.5=28000h，根据课本P226表12.15得应力循环次数：107<NL109，则指数m=8.78，NL1= 60nth (Ti/Tmax)8.78thi/th

14、 =60x1x275.86x28000x(18.78x0.2+0.58.78x0.5+0.28.78x0.3)=9.2x107，NL2= NL1/i=9.2x107/5=1.84x107，所以原估计应力循环次数正确根据课本P224图12.18得接触寿命系数：ZN1=1.15，ZN2=1.28许用接触应力H1= Hlim1ZN1/SHmin=640x1.15/1.07=688Mpa，H2= Hlim2ZN2/SHmin=510x1.28/1.07=610Mpa验算H=ZEZH Z=2KT1(u+1)/bd12u1/2=189.8x2.5x0.88x2x1.94x130859.9x(5+1)/78

15、x782x51/2=473Mpa<H2所以，接触疲劳强度较为合适，原设计合格（3）确定传动主要尺寸：因模数取标准值时，齿数已重新确定，但并未圆整，估分度圆直径不会改变，即d1=mz1=4x20=80mm，d2=mz2=4x100=400mm中心距a=m(z1+ z2)/2=4x(20+100)/2=240mm齿宽b=d d1=1.0x80=80mm，取b1=90mm，b2=80mm3、齿根弯曲疲劳强度验算：重合度系数Y=0.25+0.75/a=0.25+0.75/1.69=0.69根据课本P217表12.10得齿间载荷分配系数：KFa=1/Y=1/0.69=1.45 b/h=80/2.2

16、5x3=11.9根据课本P219图12.14得齿间载荷分步系数：KF=1.25载荷系数K= KA Kv KFa KF=1.10x1.0x1.45x1.25=1.99根据课本P229图12.21得齿形系数：YFa1=2.16，YFa2=2.07根据课本P230图12.22得应力修正系数：YSa1=1.79，YSa2=1.94根据课本P231图12.23c得弯曲疲劳极限：Flim1=600Mpa，Flim2=450Mpa根据课本P225表12.14得最小安全系数SFmin=1.25根据课本P226表12.15得应力循环次数：3x106<NL1010，则指数m=49.91， NL1= 60nt

17、h (Ti/Tmax)49.91thi/th =60x275.86x28000x(149.91x0.2+0.549.91x0.5+0.249.91x0.3)=9.3x107，NL2= NL1/i=9.3x107/5=1.86x107，所以原估计应力循环次数正确根据课本P232图12.24得弯曲寿命系数YN1=0.95，YN2=1.05根据课本P232图12.25得尺寸系数YX=1.0许用弯曲应力F1= Flim1YN1YX/SFmin=600x0.95x1.0/1.25=456Mpa，F2= Flim2YN2YX/SFmin=450x1.05x1.0/1.25=378Mpa验算F1=2KT1

18、YFa1 YSa1 Y/bd1m=2x1.99x130859.9x2.16x1.79x0.69/90x80x4=48Mpa<F1 F2=F1 YFa2 YSa2/ YFa1 YSa1=48x2.07x1.94/1.99x1.79=54Mpa<F2所以，轮齿齿根弯曲疲劳强度足够，原设计合格4、计算结果：参数齿数z模数/mm直径/mm齿宽/mm传动比中心距/mm齿轮120480905240齿轮210040080七、轴的设计1、主动轴设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力：轴的材料选为45号钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。根据课本P315表16.3得许用弯曲应力：B

19、=600Mpa，+1b=200Mpa，0b=95Mpa，-1b=60Mpa（2）计算基本直径：根据课本P314表16.2得：T=38Mpa，C=115轴的最小直径dC(P/n) 1/3115 (3.78/275.86)1/3mm=27.52mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.52×(1+5%)=28.89mm，取d=30mm（3）轴上零件的定位，固定和装配：单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮一面由轴肩定位，令一面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通。（4）绘制结构简图：（5）确定各轴段尺寸

20、：1）确定各轴段直径：段：依据公式的估算值d1=30mm段：根据油封标准，d2=40mm段：与轻系列深沟球轴承6209配合，d3=46mm段：为减少加工量，d4=48mm段：与小齿轮做成整体，d5=66mm段：为减少加工量，d6=48mm段：轴承成对使用，所以d7=46mm2）确定轴上各轴段长：段：取l1=80mm段：l2=(外露尺寸)36+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=76mm段：l3=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)10=32mm段：l4=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(伸向挡油环)2=18mm段：小于轮毂23mm，便于定

21、位可靠，l5=64mm段：l6=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)13+(挡油环伸向箱体)10-(伸向挡油环)2+15=30mm段：l7=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2=24mm总轴L=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7=80+76+32+18+64+30+24=324mm3）各支撑点间距：轴承间距lAB= l3/2+ l4+ l5+ l6+ l7/2=32/2+18+64+30+24/2=140mm皮带大轮与左轴承距离lK=l1/2+l2+ l3/2=80/2+76+32/2=132mm（6）校核轴的强度：1）轴受力分析：转矩T1=9.55×106 P/n=

22、9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm小齿轮受力：圆周力Ft1=2 T1/d2=2x130859.9/80=3271.5N径向力Fr1=Ft1tanan=3271.5×tan200=1190.7NV带大齿轮受力：圆周力Ft2=2 T1/D2=2x130859.9/355=737.2N径向力Fr2=Ft2tanan=737.2×tan200=268.3NAB轴承垂直面直反力：FBV= (Fr1lAB /2+ Fr2lK)/153=(1190.7x153/2+268.3x122)/ 153=809NFAV= FBV + Fr2-

23、Fr1=809+268.3-1190.7= -113.4NAB轴承水平面直反力：FBH= (Ft1lAB /2-Ft2lK)/ 153=(3271.5x153/2-737.2x122)/ 153=1048NFAH= Ft2+Ft1- FBH=3271.5+737.2-1048=2960.7N2）危险截面弯矩：垂直面弯矩：MaV= FBV lAB /2=809x153/2=61.9 N.mMAV= Fr2 lK = 268.3x122=32.7N.m水平面弯矩：MaH= FBHlAB /2=1048x153/2=80.2 N.mMAH= Ft2 lK =737.2x122=89.9 N.m3）合

24、成弯矩：a-a截面合成弯矩：Ma=( MaV 2+ MaH 2)1/2=(61.9 2+80.2 2) 1/2=101.3N.mA轴承处合成弯矩：MA=( MAV 2+ MAH 2)1/2=(32.7 2+89.9 2) 1/2=159.1 N.m4）危险截面的当量弯矩：1069.29取折合系数a=0.6，则当量弯矩为：6158.1104Me=( MA 2+ (a T1) 2)1/2=(159.1 2+(0.6x130.8)2) 1/2=177.4 N.m5）危险界面处轴的直径：d(Me /0.1x-1b) 1/3=(177.4x1000/0.1x60)1/3=30.9mm考虑键槽对轴的影响，

25、将轴径增大5%，故d=30.9x(1+5%)=32.5mm< d3=45mm所以，原设计强度合格2、从动轴设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力：轴的材料选为45号钢，调质处理，硬度217255HBS，取240HBS。根据课本P315表16.3得许用弯曲应力：B=600Mpa，+1b=200Mpa，0b=95Mpa，-1b=60Mpa（2）计算基本直径：根据课本P314表16.2得：T=38Mpa，C=115轴的最小直径dC(P/n) 1/3115 (2.3/63.58)1/3mm=38.03mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=38.03×(1+5%)=39.93mm，取d=

26、40mm（3）轴上零件的定位，固定和装配：1）单级减速器中，可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，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，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，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。2）联轴器的选择：依据d=40mm，选用HL3型联轴器（4）确定各轴段尺寸：1）确定各轴段直径：段：依据公式的估算值d1=40mm段：根据油封标准，d2=50mm段：与轻系列深沟球轴承6211配合，d3=55mm段：为减少加工量，d4=57mm段：安装齿轮处尽量圆整，

27、d5=60mm段：h=10mm，d6= d5+2h=80mm段：为减少加工量，d7=57mm段：轴承成对使用，所以d8=55mm2）确定轴上各轴段长：段：与联轴器相连，取l1=60mm段：l2=(外露尺寸)25+(轴承端盖厚)12+(箱体)60-(挡油环伸向箱体)10-(轴承宽)20-(轴承外伸)2=65mm段：l3=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+10=34mm段：l4=(齿轮与箱体内壁间隙)25+(伸向齿轮)2+(挡油环)10-(伸向挡油环)2=35mm段：小于轮毂23mm，l5=76mm段：l6=1.4h=14mm段：l7=(齿轮与箱体内壁间隙)20-(轴肩宽)14+(挡油

28、环伸向箱体)10-(伸向挡油环)2=14mm段：l8=(伸向挡油环)2+(轴承宽)20+(外伸)2+5=29mm总轴长L=l1+l2+l3+l4+l5+l6+l7+ l8=60+65+34+35+76+14+14+29=337mm3）各支撑点间距：轴承间距lAB= l3/2+ l4+ l5+ l6+ l7+ l8/2=34/2+35+76+14+14+29/2=171mm联轴器与左轴承距离lK=l1/2+l2+ l3/2=60/2+65+34/2=112mm（5）校核轴的强度：1）轴受力分析：转矩T1=9.55×106 P/n=9.55×106×2.3/63.58

29、=345470N.mm大齿轮受力：圆周力Ft1=2 T1/d1=2x345470/315=2193N径向力Fr1=Ft1tanan=2193×tan200=798NAB轴承垂直面直反力：FAV= FBV= Fr1/2=798/2=399NAB轴承水平面直反力：FAH=FBH= Ft1/2=2193/2=1097N2）危险截面弯矩：垂直面弯矩：MaV= FBV lAB /2=399x147/2=26.1 N.m水平面弯矩：MaH= FBHlAB /2=1097x147/2=71.9 N.m3）合成弯矩：a-a截面合成弯矩：Ma=( MaV 2+ MaH 2)1/2=(28.3 2+71

30、.9 2) 1/2=77.3 N.m4）危险截面的当量弯矩：取折合系数a=0.6，则当量弯矩为：Me=( MA 2+ (a T1) 2)1/2=(0 2+(0.6x72.1)2) 1/2=43.3 N.m5）危险界面处轴的直径：d(Me /0.1x-1b) 1/3=(43.3x1000/0.1x60)1/3=19.3mm考虑键槽对轴的影响，将轴径增大5%，故d=19.3x(1+5%)=20.3mm< d3=55mm所以，原设计强度合格3、计算结果：主动轴直径/mm30404648664846段长/mm80763230 643024从动轴直径/mm4050555760805755段长/mm

31、6065343576141429八、轴承及其组合部件设计1、主动轴上的轴承（深沟球轴承6209）：根据课本P373表18.6得温度系数：gT =1根据课本P375表18.8得冲击载荷系数：fd=1对球轴承，其寿命系数：=3对于深沟球轴承6209，Cr=31.5KN，C0r=20.5KN轴承预计寿命Lh =10×300×16=48000h其径向基本额定载荷Cr=fdP(60nLh/106)1/gT，即 31500=1xP(60x317.88x48000/106)1/3/1球轴承容许的最大径向载荷P=3604.5N轴承径向反力Fr =685/2=343N，轴承内部轴向力Fa =

32、0.63Fr =216N，所以Fa/ C0r =216/20500=0.011根据课本P374表18.7得：e=0.19Fa/ Fr =343/216=0.63>e根据课本P374表18.7得：X=0.56，Y=2.30当量动载荷P= fd (X Fr +Y Fa)=1.0x(0.56x343+2.30x216)=689N<P =3604.5N，所以，所选轴承合格2、从动轴上的轴承（深沟球轴承6211）：根据课本P373表18.6得温度系数：gT =1根据课本P375表18.8得冲击载荷系数：fd=1对球轴承，其寿命系数：=3对于深沟球轴承6211，Cr=43.2KN，C0r=29

33、.2KN轴承预计寿命Lh =10×300×16=48000h其径向基本额定载荷Cr=fdP(60nLh/106)1/gT，即 43200=1xP(60x63.58x48000/106)1/3/1球轴承容许的最大径向载荷P=7607.6N轴承径向反力Fr =399/2=200N，轴承内部轴向力Fa =0.63Fr =126N，所以Fa/ C0r =126/29200=0.004根据课本P374表18.7得：e=0.19Fa/ Fr =126/200=0.63>e根据课本P374表18.7得：X=0.56，Y=2.30当量动载荷P= fd (X Fr +Y Fa)=1.0

34、x(0.56x200+2.30x126)=402N<P =7607.6N，所以，所选轴承合格3、计算结果：参数型号d/mmB/mmCr/KNC0r/KN主动轴6209451931.520.5从动轴6211552143.229.2九、键连接的选择与校核1、主动轴与V带轮联接的键：轴径d1=30mm，轴段长l1=80mm，选用：A型平键，8×7 ，GB 1096-79l=l1-b=80-8=72mmT=72.10 N.mh=7mmP=4 T/d1hl=4×72100/30×7×72=19.07Mpa<P=100Mp所以，所选键合格2、小齿轮与轴联

35、接的键：轴径d5=50mm，轴段长l5=70mm，选用：A型平键，14x9，GB 1096-79l=l5-b=70-8=62mmT=72.10 N.mh=9mmP =4 T/d5hl=4×72100/50×9×62=10.34Mpa<P=100Mp所以，所选键合格3、大齿轮与轴联接的键：轴径d5=60mm，轴段长l5=60mm，选用：A型平键，18x11，GB 1096-79l=l5-b=60-8=52mmT=345.47 N.mh=11mmP=4T/d5hl=4×345470/60×11×52=40.26Mpa<P=10

36、0Mp所以，所选键合格4、轴与联轴器联接的键：轴径d1=40mm，轴段长l1=60mm，选用：A型平键，12x8，GB 1096-79l=l1-b=60-8=52mmT=345.47 N.mh=8mmP =4 T/d1hl=4×345470/60×8×52=55.36Mpa<P=100Mp所以，所选键合格5、计算结果：参数主动轴与V带小齿轮与轴大齿轮与轴轴与联轴器型号A型平键A型平键A型平键A型平键键宽8141812键高79118十、箱体、润滑及附件的设计1、箱体的主要尺寸：（1）考虑铸造工艺，机座壁厚z=0.025a+1=5.7mm，取z=10mm（2）机

37、盖壁厚z1=0.02a+1=4.8mm，取z1=10mm （3）机座凸缘厚b=1.5z=15mm（4）机盖凸缘厚b1=1.5z1=15mm（5）机座底凸缘厚b2=2.5z=25mm（6）地脚螺栓直径df=0.036a+12=18.8mm，取df=20mm（7）地脚螺栓数目n=4 (因为a<250mm)（8）轴承旁螺栓直径d1= 0.75df = 15mm（9）机盖与机座连接螺栓直径 d2=(0.50.6)df =1012mm，取d2=12mm （10）连接螺栓d2的间距l=150200mm，取l=200mm （11）轴承盖螺栓直径d3=(0.40.5)df=810mm，取d3=10mm（

38、12）检查孔盖螺栓直径d4=(0.30.4)df=68mm，取d4=8mm（13）定位销直径d=(0.7-0.8)d2=8.49.6mm，取d=10mm（14）螺栓至机壁距离C1=22mm（15）螺栓至凸缘外缘距离C2=20mm（16）轴承旁凸台半径R1=C2=20mm（17）凸台高度h，以低速级轴承座外径确定，便于调节扳手空间（18）外壁至轴承座端面距离l1=C1+C2+(510)=4752mm，取l1=50mm（19）大齿轮齿顶圆与箱内壁间的距离1>1.2z=12mm，取1=15mm（20）齿轮端面与内机壁间的距离2>z=10，取2=12mm（21）机盖筋厚m1=0.85z1=8.5mm，取m1=9mm（22）机座筋厚m2=0.85z=