一级圆柱齿轮减速器设计说明书(模板)

1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定3二、电动机的选择.4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计.7五、普通V带的设计.10六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33设计题目：单级圆柱齿轮减速器机械系：设计者：学号：指导教师：一、设计课题：设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限10年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为96%,运输带允许速度

2、误差为5%原始数据编号1运输带拉力F(N)1500运输带速度V(m/s)1.1卷筒直径D(mm)220设计任务要求:1 .减速器装配图纸一张(A1图纸)2 .轴、传动零件图纸各一张(3号图纸)3 .设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1)已知条件：1 .工作环境：一般条件，通风良好；2 .载荷特性：工作平稳、单向运转；3 .使用期限：8年，大修期3年，单班工作;4 .卷筒效率：4=0.96;5 .运输带允许速度误差：土5%6 .生产规模：一般规模厂中小批量生产。(2)、原始数据：滚筒圆周力F=1500N;带速V=1.1m/s;滚筒直径D=220m

3、m；方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸*性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成看低，使用维护方便。1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选才iY系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，具结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1):Pd=pw/ta(kw)由式(2):PW=FV/1000(KW)因止匕Pd=FV/1000ta(KW)由电动

4、机至运输带的传动总效率为：刀总二1XT23XT3XT4xT5式中f：刀1、刀2、刀3、刀4、刀5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取“1=0.95，刀2=0.96，X3=0.97，刀4=0,97则:“总=0.96X0.983X0.97X0.99X0.96=0.7827所以：电机所需的工作功率：Pd=FV/10004总二(3000X1.1)/(1000X0.83)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒=60X1000V/(兀D)=(60X1000X1.1)/(220兀)=95.49r/min根据手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I=36。取

5、V带传动比I1=24o则总传动比理论范围为：Ia=624。,电动机转速的可选范为Nd=IaXn卷筒=(624)X95.49=572.962291.83r/min则符合这一范围的同步转速有：1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：(如下表)方案电动机型号额定功率电动机转速(r/min)同步转速满载转速1Y100L1-42.2150014202Y112M-62.21000960综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，方案1计算后带速小于5m/s,相比之下第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y112M-2,中心高H，卜形尺寸lX(AC

6、/2+AD)XHD底角安装尺寸AxB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132520X345X315216X1401228X608X7三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比:由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=nm/n卷筒=940/95.49=9.84总传动比等于各传动比的乘积配传动装置传动比ia=i0Xi（式中i。、i分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1,取i0=2.8（普通V带i=24）因为：ia=i0Xi所以：i=ia/i0=9.84/2.8=3.5“、传动装置的运动和动力设计：

7、由指导书的表1得到：Y 1=0.96Y 2=0.98Y 3=0.97Y 4=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率刀为0.980.995在本设计中取0.98将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，n轴，以及i0,ii,为相邻两轴间的传动比n01,刀12,为相邻两轴的传动效率Pi,Pn,为各轴的输入功率(KW)Ti,Tn,为各轴的输入转矩(Nm)ni,nn,为各轴的输入转矩(r/min)可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算(1)计算各轴的转数：I 轴:nI=nm/io=940/2.8=335.7(r/min)II 轴：nn=

8、ni/i1=335.7/3.5=95.92r/min卷筒轴：nm=nn(2)计算各轴的功率：I轴：Pi=PdXn01=PdXT1=2.2X0.96=2.112(KW)n轴：Pn=PiX12=PiX“2Xt3=2.112X0.96X0.96计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=9550X2.2/940=22.35NmI轴Ti=9550.Pi/ni=75.1N.mII轴Tn=9550P2/n2=194.15N.m综合以上数据，得表如下:功率(KW)转速(r/min)传动比效率扭矩（N.M）电动机轴2.29602.80.9622.35I轴2.112335.53.50.96

9、60.1n轴1.9595.921.000.96194.2由课本P134表9-5查得 KA=1.2由课本P132表9-2 得，推荐的A型小带 轮基准直径为75mm125mm由机械设计书表9-4查得P0=0.95由表9-6查得 P0=0.11由表9-7查得K a =0.95由表9-3查得KL=0.96 由课本表9-2得，推荐 的B型小带轮基准直 径 125mm280mm 由机械设计书表9-4查得P0=2.08由表9-6查得 P0=0.30由表9-7查得五.V带的设计(1)选择普通V带型号由Pc=KaP=1.2X2.1=2.52(KW)根据课本P134表9-7得知其交点在A、B型交界线处，故A、B型

10、两方案待定：方案1:取A型V带确定带轮的基准直径，弁验算带速：则取小带轮di=100mmd2=nidi(1-)/n2=idi(1-)=2.8X100X(1-0.02)=274.4mm由表9-2取d2=280mm(虽使n2略有减少,但其误差小于5%,故允许)带速验算：V=n1-d1兀/(1000X60)=940x100-兀/(1000X60)=4.9m/s不介于525m/s范围内，故不合适取d1=106mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=2.8x106X(1-0.02)=290.9mm由表9-2取d2=300mm(虽使n2略有减少，但其误差小于5%,故允许)K a =0.95由表9

11、-3查得Kl=1.0带速验算：V=nidi兀/(1000X60)=940X106兀/(1000X60)=5.22/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：a0=1.5(d1+d2)=1.5(106+300)=649.6取a0=650满足：0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7X(106+300)Wa0W2X(106+300)284.2sp120合适确定带的根数Z=Pc/(P0+AP0)-Kl-Ka)=2.52/(0.95+0.11)X0.97X1.01)轴上的压力一SdhS2dadr IdB不dk图如,卜= 2.43取3Fo=50,5/K .5.22) +0.17X5.02

12、2=500X 2.52r (2.5/0W-1)/(3义= 1126.9 NL由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2 z F0 sin(民=2 x 3 x 126.9X sin(164.1/2)=754.1 N合适v2d0计f配S2六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS,大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数Zi=20,u=4.5Z2=Ziu=20X4.5=90取小a=0.3,则小d=0.5(i+1)=0.675(3)按齿面接触疲劳

13、强度计算计算小齿轮分度圆直径2kT； uWd uZeZhZo-h确定各参数值载荷系数查课本表6-6取K=1.2小齿轮名义转矩T1=9.55x106xP/n1二9.55x106x4.23/342.86=1.18x10N,mm材料弹性影响系数由课本表6-7Ze=189.8MPa区域系数Zh=2.5重合度系数t=1.88-3.2(I/Z1+I/Z2)=1.88-3.2x(1/20+1/90)=1.694-t4-1.69t0.77许用应力查课本图6-21 (a)查表6-8按一般可靠要求取 Sh=1贝U%1=dm!=610MPaSh取两式计算中的较小值，即(th=560Mpa/、2于是d1 3外以ZeZ

14、hZ,频duJJ=:21.181054.5+1产82.5”772114.51560J=52.82mm(4)确定模数m=d1/Z152.82/20=2.641取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲疲劳强度校核计算”=等丫尸$丫玄校核bd1m式中小轮分度圆直径d1=m,Z=3x20=60mm齿轮啮合宽度b=3dd1=1.0x60=60mm复合齿轮系数Yfsi=4.38Yfs2=3.95重合度系数Y=0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力查图6-22(a)aFliml=245MPa(XFlim2=220Mpa查表6-8,取Sf=1.25贝Ub3=R!=196MPaSf

15、1.25计算大小齿轮的YFS弁进行比较YFS1YFS2【昨1口?取较大值代入公式进行计算则有=71.86C3：-1533421=26.76mm(3)确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过PI的值为前面第10页中给出在前面带轮的计算中已经得到Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=60mmD2=O38mmL2=70mmD3=O40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=O66mmL5=65mmD6=O48mmL6=10mmD7=O40mmL7=18mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRa=Rb=983.33NmRa=Rb=314.1 NMC=6

16、0.97NmMC1 = M C2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm5 =0.6MeC2=73.14Nm(t-1 =60MpaM D=35.4Nm键联接，则轴应该增加5%,取Di=(D30mm,又带轮的宽度B=(Z-1)e+2f=(3-1)X18+2X8=52mm4则第一段长度Li=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求，口箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dXDX

17、B=40x80X18,那么该段的直径为D3=O40mm,长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm,长度取L4=10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm,分度圆直径为60mm,齿轮的宽度为65mm,则，此段的直径为D5=(D66mm,长度为L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm长度取L6=10mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=040mm,长度L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：di=60mm作用在齿轮上的

18、转矩为：T1=1.18x105nmm求圆周力：FtFt=2T%2=2X1.18x105/60=1966.67N求径向力FrFr=Fttana=1966.67xtan20o=628.20NFt,Fr的方向如下图所75(5)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上卜安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=983.33N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么Ra=RB=FrX62/124=314.1N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mc=Rax62=60.97Nm垂直面的弯矩：Mci=Mc2=Rax62=19.47Nm合成弯矩：(7)

19、画转矩图：T=FtXd1/2=59.0Nm(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：(9)判断危险截面弁验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而具直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.14Nm，由课本表13-1有：(t-i=60Mpa则：(ye=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=73.14X1000/(0.1X443)=8.59Nm右起第一段D处虽仅受转矩但具直径较小，故该面也为危险截面：(re=Md/W=Md/(0.1Di3)=35.4X1000/(0.1X303)=13.11NmC3=11534328m

20、mn777.22(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%,取45mm,根据计算转矩Tc=KAXTn=1.3x518.34=673.84Nm,查标准GB/T50142003,选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm,故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dXDXB

21、=55X100X21,那么该段的直径为55mm,长度为L3=36D4=O60mmL4=58mmD5=O66mmL5=10mmD6=O55mmL6=21mmFt=3762.96NmFr=1369.61NmRa=Rb=1881.48NmRa=Rb=684.81 NMC=116.65NmMC1 = Mc2=41.09 NmMC1=MC2 =123.68NmT=508.0 Nm5 =0.6MeC2=307.56Nmer -1 =60MpaMD=33.45Nm右起第四段，该段装有齿轮，弁且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为270mm,则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm,为

22、了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为D5=(D66mm，长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=O55mm,长度L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：di=270mm作用在齿轮上的转矩为：T1=5.08x105Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2X5.08x105/270=3762.96N求径向力FrFr=Fttana=3762.96xtan200=1369.61NFt,Fr的方向如下图所示(5)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学

23、模型。水平面的支反力：Ra=Rb=F12=1881.48N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么Ra=Rb=FrX62/124=684.81N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mc=RaX62=116.65Nm垂直面的弯矩：Mci=Mc2=Rax62=41.09Nm合成弯矩：(7)画转矩图：T=FtXd2/2=508.0Nm(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：(9)判断危险截面弁验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm,由课本表1

24、3-1有:(y-i=60Mpa贝U：(Te=MeC2/W=MeC2/(0.1D43)=307.56X1000/(0.1X603)=14.24NmE右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：(re=Md/W=Md/(0.1D13)=304.8X1000/(0.1X453)=33.45Nm0-1所以确定的尺寸是安全的以上计算所需的图如下:绘制轴的工艺图(见图纸)八.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减

25、速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，

26、将便于调整。(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，链孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸(mm)机座壁厚8机盖壁厚618机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座

27、底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径di16机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距口160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df,di,d2至外机壁距离1Ci26,22,18df,d2至凸缘边缘距离C224,16轴承旁凸台半径iRi24,16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离li60,44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁跑离210机盖、机座肋厚mi,m27,7轴承端盖外径D290,105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Mdi和Md2互不十涉为准，

28、一般S=D2九.键联接设计键12x81 .输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径di=30mm,Li=50mm查手册得，选用C型平键，得：A键8x7GB1096-79L=Li-b=50-8=42mmT=44.77Nmh=7mm根据课本P243(10-5)式得p=4.T/(dhL)=4x44.77x1000/(30x7x42)=20.30Mpa(tr(110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=44mmL2=62mmTi=120.34Nm查手册选A型平键GB1096-79B键12x8GB1096-79l=L2-b=62-12=50mmh=8mm(rp=4T(dhl)=4x120.3

29、4x1000/(44x8x50)=27.34Mpa(Tp(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mmL3=58mmTn=513.63Nm查手册P51选用A型平键键18x11GB1096-79l=L3-b=60-18=42mmh=11mm(Tp=4Tn/(dhl)=4x513.63x1000/(60x11x42)=74.11Mpar(110Mpa)十.滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh10x300x16=48000小时1.输入轴的轴承设计计算(1)初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值(3)选择轴承型号查课本表11-5,选择6208轴承Cr=29.5KN由课本式11-3有.预期寿命足够此轴承合格2