一级圆柱齿轮减速器设计计算(

1、编号:题目：一级圆柱齿轮减速器院（系）：经管系专业：工业工程学生姓名：学号：指导教师：2010年7月3日目录设计任务书 1传动技术方案的拟定及说明 3电动机的选择 6计算传动装置的运动和动力参数 7传动件的设计计算 7轴的设计计算 11连轴器的选择 13滚动轴承的选择及计算 14键联接的选择及校核计算 1922减速器附件的选择 21设计小结23谢辞参考资料目录 24附录 25机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机的传动装置的设计一带式运输机的工作原理带式运输机的传动示意图如图1、电动机2、带传动3、齿轮减速4、轴承5、联轴器、6、鼓轮7、运输带二工作情况：已知条件1工作条件：两班制，连续单

2、向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35 C;2 使用折旧期；8年；3 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V ;5 运输带速度容许误差：些 ;6 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。三原始数据题号12345678910运输带工作拉力F/N 15002200运输带工作速度v/(m/s)1.11.15卷筒直径D/mm2002502300 250026001.21.251. 3310410230注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在280033001.351.4340350F 中考虑40004500

3、1.451.540042048001.5500四 传动技术方案带 单级直齿轮圆柱齿轮减速器 五 设计内容1 . 电动机的选择与运动参数计算；2 . 直齿轮传动设计计算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 带传动不用绘制 六 设计1 .减速器总装配图一张2 .齿轮、轴零件图各一张3 .设计说明书一份七 设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写八评分细则1、设计任务说明书.30

4、分2、图纸质量30 分3、进度检查表(每天进行一次进度检查)20 分4、原始文稿20 2010-3-27传动技术方案的拟定及说明我的题号为4、4、74-运输带工作拉力 F=2500N4-运输带工作速度 V=1.25m/s7-卷筒直径D=350mm由题目所知传动机构类型为：单级直齿轮圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。总体布置简图1电动机；2带传动；3齿轮减速器；4轴承；5联轴器；6鼓轮；7运输带一、电动机的选择1. 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转 ，两班制，连续单向运转，室内工作，有灰尘，环境最高温度35 所以选用三相异步Y132M1 系列的电动机

5、，全封闭自冷结构，电压380V。2. 电动机容量的选择1)工作机所需功率PwPw=FV/1000=(2500k NX 1.25m/s)/1000=3.125kW2) 卷筒转速 Nwnw=60 x 1000 x v/ 兀 d=60 x 1000 x 1.25/ (3.14 X350r/min ) =68r/min3. 电动机的输出功率1)由表11 3 可得a.V带传动效率 M=0.96b.滚动轴承的效率 r 2=0.9c.闭式圆柱齿轮传动的效率r 3=0.96d.带式运输机的效率 Y 4=0.9 0e.联轴器的效率r5=0.99则传动装置的总效率为：刀I = 0.772)电动机工作效率：Pd=P

6、w/ r t =3.125kW/0.77=4.06kW3)根据电动机的额定功率Ped >Pd及工作情况，查课本附表11-1 ,可选择三相异步电动机Y132Mt其主要指标如下：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M1-649602.02.2二、计算传动的装置的总传动比iI并分配传动比1 .总传动比i= Nd/Nw=1460/68=21.52 .分配传动比设V带传动比i1=4.53则闭式圆柱齿轮的传动比i2=i/i1=22.38/4.53=4.75三、计算传动装置各轴的运动和动力参数1. 电动机输入功率：Pw=4.06kw转速：1460

7、r/min转矩：9.55 X 10 3X Pw/n=26.56N m2. I轴输入功率：Pw=4.025kw转速：1460r/min转矩：9.55 X 10 3X Pw/n=26.56N m3. n轴输入功率：I轴输入功率x M=3.90kw转速：i1=1460/n=322r/min转矩：9.55 X 10 3X 3.90/322=115.67NJ- m4. 出轴输入功率：n轴输入功率Xr2=3.82kw转速：i2= n 轴转速/n=67.79r/min转矩：9.55 X 10 3X 3.82/67.79=538.15N m5. IV 轴输入功率：出轴输入功率XY122 rl 3打4=3.14

8、kw转速：i2= n 轴转速/n=67.79r/min转矩：9.55 X10 3X 3.14/67.79=442.35N m各轴计算结果如下轴号输入功率P/Kw转矩T(N m)转速 n (r/min )传动比电动机轴4.0626.5614601I轴4.0626.5614604.53n轴3.90115.673224.75出轴3.82538.1567.79IV轴3.14442.3567.79四、齿轮传动设计齿数的选择表16 2 13加工松承内隔转时.不产土星或B5W的播曲刀少凿麟二"惟世月量少静收期 EB ；7 耦 25 曾 JI it H tfJ 1»18 J7 16 片 H

9、*»=桢42f 413 y 53f咐-甘口i7 = 1内雷轮IH融加审L r； 5H U Si 剑口痛国Ik_ 3C- 32-弗 41- 51、77r瓜蚊4； d Q打. 工，31 加 钟 5076 - XA.高速级齿轮传动设计输入功率小齿轮转速小齿轮转矩载荷系数3.90KW322r/min115.66N- m1.41 选择材料、精度及参数选择小齿轮材料为 45钢（调质），硬度为240HBS,大齿轮材料为 45钢（正火），硬度为 200HBS,二者材料硬度差为 40HBS。1）精度等级选用8级精度； 2）试选小齿轮齿数 z1=35,大齿轮齿数 z2=166;1.按齿面接触强度设计32

10、2KtT u 1 ZhZe dt> IHY M u 作1）确定公式内的各计算数值1载荷系数kt1=1.42规范直齿圆柱齿轮传动系数Zh =2.53材料的弹性影响系数ZE= 189.8Mpa （钢）表3-54齿宽系数（）d= 1表3-75许用接触应力b Hiim1 = 589MPab Hiim2 = 554MPa6小齿轮传递的转矩T1=9.55 X 106 X P2/n2=1.16X105 N - mm2. 计算1）小齿轮分度圆直径3 d1 J2K/u 1 ZhZe4 d U H2189.8 2.5 =66mm5543 52 1.4 1.16 1054.75 1:14.752）计算圆周速度

11、九 dtn2冗 66 322v=1.11m/s60 100060 10003）计算齿宽b及模数mmM=d1/z1=66/35=1.89由表3-2取规范模数，使得模数取24 .几何尺寸计算1) 分度圆直径d1=mz1=2x 35=70d2=mz2=2x 166=3322) 中心距的选择a=(d1+d2)/2=201$ 1>- 1 13器和二混同轴线式1t途经的心度/tmmj.赛列1_61一711BU1B 广 _ * m112_给J"三二C7一醛_23|10ftiis事利1一)KU28故一25f>2&ct丁 -<50,-1项,一1和21：2耶-i 一3M 川 )

12、355-4&05曲«30一聚男2-1一L_ 1 心-.1«+1 1一son吧1CXW1 '-)110 I2S0HtKJBmi7W- -gw9竺一一10601 IM)1岫一ILK舞;匚出界跳庠工利L3) 齿数z1=35, z2=1664) 模数m=25)齿宽 b=d1 x(|)d=70mmb2=b=70mmb1=70+5-10mm,取 78mm6)顶圆直径 dal =d1 +2ha=m(z1 +2)=74mm , da2= d2+2ha=m(z2+2)=338mm7)根圆直径 df1 =d1 -2hf=m(z1 -2.5)=65mm ,df2= d2-2hf=

13、m(z2-2.5)=327mm5 .校核齿根弯曲疲劳强度A许用齿根应力极限应力1 = 0.7HBS+275=443Mpa2 = 415Mpa安全系数Sf=1.4许用齿根应力F1=316MpaF2=296 MpaB验算齿根应力复合齿形系数Yfs1=4.05 ,Yfs2=4.00C齿根应力F1=2KT1/bd1m X Yfs1=2 X 1.4X 1.16X 10 5 X4.05 / (70X 70X 2) =134MpaF2 = Fix (Yfs2/Yfs1)=133Mpa由于 F1< F1,F2< F2故弯曲疲劳强度足够结果合适由此设计有模数分度圆直径顶圆直径根圆直径齿数小齿轮270

14、78746535大齿轮233270338327166单位mm五.轴的设计1 .计算从动轴的转速从动轴转速 n2=n1/i=322/4.75=67.79r/min2 .求主，从动轴的计算直径 根据轴的材料并考虑弯矩的影响由表 74取c=118主动轴的计算直径：d1> C 3叵 118干390 27.09 ,n1. 322从动轴的计算直径： d2> C 3 P 118 3 3.9045.55,n2-67.79计算键槽的影响：d1=1.03X 27.09mm=27.90mmd2=1.03x 45.55mm=46.91mm4 .取规范直径71因d1、d2分别转矩的输入和输出端直径均属有配合

15、要求的轴段，由附表取规范直径d1=30mm,d2=48mm六.滚动轴承的选择（一）1.选轴 n考虑到主要承受径向力， 轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。 在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，由于该轴在减速器运作中会受到一定的轴向力，固保险起见使用深沟球轴承6407。2.计算当量动载荷由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷 （轴承的承反 力）。此处，两轴承支承反力相等，即有当量动载荷Fp=.Ft Ft Fr Fr/2Ft=2T2/d1=2 X 115.67 X 103=3304.86NFr=Ftxtan20 =7393.50N因止匕 Fp=4

16、049.25N3.求轴承的实际寿命轴承基本额定动载荷温度系数载荷系数寿命指数轴承的实际寿命由附表 83 C=56900由表 86 ft=1.0由表 87 fp=1.13106Lh= ft C fp 60n2FPft C fp Fp ft C fp Fp =轴承预期寿命为 Lh0=8 x 24 x 365=70080h由于Lh>Lh0,故6407轴承可用。该轴承的基本参数：内孔直径 d=35mm,外径D=100mm,宽度B=25mm。4.轴n的设计尺寸1 .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a.该段安装带轮，最小直径为30mm;b.该段安装轴承和轴承端盖，轴承类型为6407,故该段轴直径定

17、为 35mm；c.该段为了固定齿轮，直径定为40mm；该段轴要安装轴承、套筒、齿轮，轴承选用6407型，所以该轴上的轴承的直径为35mm；d.该段轴要安装齿轮，直径定为45mm；e.为了定位齿轮不右移，定位轴肩高度应达2mm,所以该段轴直径为 49mm;f.该段轴身直径定为 40mm ;g.该段轴安装轴承 6407,直径定为35mm；2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a.该段安装带轮，长度定为 44mm；b.该段轴安装轴承和轴承端盖，长度定为40mm；c.该段安装套筒，长度定为20mm；d.该段安装齿轮，考虑到齿轮宽度比轴头宽12mm,长度为68mm;e.该段轴肩长度定为 10

18、mm;f.该段轴身长度定为 20mm;g.该段轴安装轴承，长度定为25mm。最小直径=30mm总轴长=221.0mm（二）1.选轴出考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高 速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，由于该轴在减速 器运作中会受到一定的轴向力，选用深沟球轴承6210。2 .计算当量动载荷当量动载荷 Fp1=Fp2=.Ft Ft Fr Fr /2齿轮所受的切向力Ft a 538150 2 3241.86N；d2332切向力 Fr=Ftxtan =3241.86x tan200 =7252.57N因此 Fp=3972N3 .求轴承的实际寿

19、命轴承基本额定动载荷由附表 83 C=35100温度系数由表86 ft=1.0载荷系数由表87 fp=1.1寿命指数轴承的实际寿命106Lh= ft C fp 60n2FPft C fp Fp ft C fp Fp =127467h轴承预期寿命为 Lh0=8X 24 X 365=70080h由于Lh>Lh0 ,故6210轴承可用。该轴承的基本参数：内孔直径 d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm。4 .轴田的设计尺寸1、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a.该段轴要安装轴承和套筒，轴承选用 6210型，即该段直径定为 50mm；b.该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，

20、经规范化，定为 55mm；c.为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为 60mm;d .该段轴身直径定为 55mm ;e.该段轴要安装轴承，直径定为50mm;f.该段安装轴承端盖固定轴承，直径定为49mm；g.由于联轴器一端连接IV轴，另一端连接出轴，所以该段直径尺寸受到IV轴外伸轴直径尺寸的限制，选为 48mm。2、各段长度的确定a.该段轴安装轴承，轴承宽 20mm ,该段长度定为20mm;b.该端安装套筒，长度定为20mm;c.该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短12mm,定为61mm;d.该段为轴环，宽度不小于7mm,定为10mm;e.该段轴身长度定为 30mm ;f.

21、该段轴安装轴承，长度定为20mm;g.该段轴肩安装轴承端盖，长度定为40mm；h.该段由联轴器孔长决定长度定562mm。最小直径=48mm总轴长=253mm（三）轴IV的设计1 .归纳总结以上的数据功率/Kw转矩/(N mm)转速 / (r/min )3.155.25*10 557.322 .初步估算轴的最小直径选取轴的材料为45号钢根据表7-4选取Ao=118。于是有P33.14dmin Ao 3118 342.37 mm,小67.79由附表7-1取规范直径d=48mm七.键和联轴器的选择与校核一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选圆头普通平键（A型）（一）

22、键的选择与校核1 .按要求对轴n上的两个键进行选择及校核A 对连接小齿轮与轴n的键I的计算 .选择键联接的类型和尺寸根据d=35mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=6mm ,高度h=6mm。由轮毂宽度并参照键的长 度系列，键长范围为 L=1470mm ,取键长为32mm。 .校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由 1表6-2查得许用挤压应力p 100 120MPa ,取平均值，p 110MPa ,工作长度=50mm。4Tdhl4 1.32 10530 7 (32 7)MPa 10057MPap 110MPa所以所选的键满足强度要求。键的标记为:A 型：b=6mm, h=6mm , L=32

23、mm 键 6X32 GB/T 1096-79B对连接小齿轮与轴n的键n的计算 .选择键联接的类型和尺寸根据d=45mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=12mm,高度h=8mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，键长范围为 28140mm,取键长为56mm。 .校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p 100 120MPa ,取平均值，p 110MPa ,工作长度=56mm4Tdhl4 1.32 10545 8 (56 12)MPa 33.33MPap110MPa所以所选的键满足强度要求。键的标记为:A 型：b=12mm, h=8mm , L=56mm 键 12X56G

24、B/T 1096-79C轴n上的两键为键IA 型 b=6mm, h=6mm , L=32mm 键 6 x 32GB/T 1096-79键nA 型 b=12mm, h=8mm , L=56mm 键 12X56 GB/T 1096-792.按要求对轴田上的两个键进行选择及校核A对连接大齿轮与轴出的键I的计算 .选择键联接的类型和尺寸根据d=55mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=12mm ,高度h=8mm。由轮毂宽度并参照键的长度系列，键长范围为 L=28140mm ,取键长为50mm。 .校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p 100 120MPa ,取平均值，p

25、 110MPa ,工作长度=56mm4Tdhl4 1.32 10545 8 (56 12)MPa 33.33MPap110MPa所以所选的键满足强度要求。键的标记为:A 型：b=12mm, h=8mm , L=50mm 键 12X50 GB/T 1096-79B对连接小齿轮与轴n的键n的计算 .选择键联接的类型和尺寸根据d=48mm查得键的截面尺寸为：宽度 b=14mm,高度h=9mm。由轮毂宽度并参照 键的长度系列，键长范围为L=36160mm ,取键长为54mm。 .校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力p 100 120MPa ,取平均值，p 110MPa ,工作长度=56mm4Tdhl4 15.41 10548 9 (45 14)MPa p 110MPa p J所以所选的键满足