一级齿轮减速器课程设计说明书.docx

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1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定. . .2二、原始数据.2三、确定电动机的型号. .2四、确定传动装置得总传动比及分配. .3五、传动零件设计计算. .41、V带. .42、齿轮.63、减速箱箱体. .114、轴及滚动轴承设计计算. .12六、键联接得选择和强度校核. . .16七、滚动轴承设计选择和计算. . .17八、减速器密封和润滑的设计. . 18九、联轴器的设计计算. 18设计题目：V带单级圆柱减速器设计者：xxx 学 号：200xxxxxx106指导教师：xxx 2010年7月12日带式运输机一级齿轮减速器设计一、带式运输机传动图如下：二、原始数据1输送带工作拉力：F=

2、2300N ； 2输送带工作速度：V=1.5m/s ； 3滚筒直径：D=450mm ；4滚筒效率：（不包含轴承）；5采用斜齿圆柱齿轮传动；6允许输送带速度误差为5%；7工作情况：两班制，连续单向运转，载荷性质为轻微冲击；8使用折旧期10年；9动力来源：电力，三相交流，电压380V；10制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。三、确定电动机的型号(1) 选择电动机类型： 选用Y系列三相异步电动机(2) 选择电动机功率运输机主轴上所需要的功率： P=FV/1000=23001.5/1000=3.45KW传动装置的总效率：， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为7），滚动轴承（圆锥滚

3、子轴承一对），联轴器（弹性联轴器），滚筒轴承效率，运输带的效率。查课程设计表2-3，取： 所以：电动机所需功率：Pd=KPw/=13.45/0.8588=4.017kW 式中，取载荷系数 1电动机的额定功率（3）选择电动机的转速滚筒的转速： n筒=601000V/D=6010001.50/450r/min=63.7r/min电动机的合理同步转速： 取V带传动比范围(表2-2)24；单级齿轮减速器传动比36.则总传动比合理时范围为=624。故电动机转速的可选范围为n=（624）63.7r/min=382.21528.7r/min符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。 根据容量和转

4、速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动比方案：如指导书P15页第一表。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，选n=1500r/min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Y132S-4。查表16-1得 电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-44 1500 14402.2 2.3四、确定传动装置总传动比及分配 传动装置总传动比 ： i =nm/n=1440/63.7=22.61分配各级

5、传动比初取齿轮（1）计算各轴的输入功率电动机轴： P=Pd=4kW轴（减速器高速轴轴（减速器低速轴）（2） 计算各轴得转速电动机轴 nI =nm=1440 r/min轴 轴 （3）计算各轴得转矩电动机轴轴 轴 上述数据制表如下：参数轴名输入功率 （）转速（）输入转矩（）传动比 效率电动机轴4144026.533.90.96轴（减速器高速轴）3.8436999.385.90.99轴（减速器低速轴）3.7363565.42五、传动零件得设计计算1. 普通V带传动得设计计算 确定计算功率则： ，式中工作情况系数取1.2 根据计算功率与小带轮的转速，查机械设计基础图10-10，选择A型V带。 确定带轮

6、的基准直径取小带轮直径，大带轮的直径根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径 验证带速 ,在之间。故带的速度合适。确定V带的基准直径和传动中心距初选传动中心距范围为：，取V带的基准长度：查机械设计基础表10-2，选取带的基准直径长度 实际中心距： 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适。 计算V带的根数z 由，查机械设计基础表10-5，得，由，查表10-6，得，查表10-7，得，查表10-2，得， 取根。 计算V带的合适初拉力 查机械设计基础表10-1，取得 计算作用在轴上的载荷 带轮的结构设计 （单位）mm 带轮尺寸小带轮大带轮槽型AA基准宽度1111基准线上槽深2.

7、752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3槽边距99轮缘厚66外径内径 30 30带轮宽度带轮结构 实心式 轮辐式 V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.2.齿轮传动设计计算（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质， （考虑到齿轮使用寿命较长 (GB699-1988)；大齿轮材料取为：ZG310-570,调质， 选取齿轮为7级的精度（GB 100951998） 初选螺旋角 选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数（2）按齿面接触疲劳强度设计1选初选载荷系数Kt=1.6 2计算

8、小齿轮传递的转矩3 选取齿宽系数 4有表106查得材料的弹性影响系数，由图1030选取区域系数。5按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限：大齿轮的接触疲劳强度极限6 计算应力循环次数 7 接触疲劳寿命系数 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1.则 9 计算小齿轮分度圆直径 查表的 =55.43mm10 计算圆周速度11 计算齿宽b及模数 12 计算重合度13 计算载荷系数k 已知使用系数，根据v=1.1m/s，7级精度，查得动载系数=1.07；=1.42，=1.32，。14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径15 计算模数（3）按齿根弯曲强度设计 1 确定公式内的各计算

9、数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；弯曲疲劳寿命系数 2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 3计算载荷系数 4 根据纵向重合度=1.348，查得螺旋角影响系数 5 计算当量齿数 6 查取齿形系数 7 查取应力校正系数 8 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大9 设计计算： 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.5，以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径=58.28来计算应有的齿数。于是由 取，则，取（4）几何尺寸计算 1 计算中心距 圆整后后中心距为2

10、05mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角 因改变不多，故参数、等不必修正。 3 计算大、小齿轮的分度圆直径 4 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称 代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距 205mm传动比5.9法面模数设计和校核得出2.5端面模数 2.58法面压力角略螺旋角一般为 全齿高 4.5mm齿数Z 略 23136分度圆直径 查表7-659.3mm350.9mm齿顶圆直径略63.3mm354.9mm齿根圆直径 df查表7-654.3mm345.9mm齿轮宽b查表7-665mm60mm螺旋角方向 查表7-6左旋右旋3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计

11、： 查机械设计课程设计手册表11-1及结果列于下表：名称符号尺寸大小结果(mm)机座壁厚一级 二级 8机盖壁厚一级 二级 8机座凸圆厚度 12机盖凸圆厚度 12机座底凸圆厚度 20地脚螺钉直径0.036a+1220地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径15机盖与机座联接螺栓直径10联接螺栓的间距150200150轴承端盖螺钉直径 10窥视孔盖螺钉直径 8定位销直径 8至外箱壁距离略至凸缘边缘距离略轴承旁凸台半径 凸台高度 略外箱壁至轴承座端面距离铸造过度尺寸略大齿轮顶圆与内箱壁间距10齿轮端面与内箱壁距离 10箱盖、箱座肋厚6.8,6.8轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离4、轴的设计计算1、输入轴的设

12、计求作用在齿轮上的力：因已知小齿轮的分度圆直径为：而(1)按扭转强度估算轴的最小直径选用45号钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为，转速为r/min取A=112，于是得：(2)确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 。则第一段长度取2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和箱体的厚度，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=70mm3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dD

13、B=408018，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=18mm4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= 10mm5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为63.3mm，分度圆直径为59.3mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=44mm，长度为L5=63mm6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= 10mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm （3）求齿轮上作用力的大小、方向1小齿轮分度圆直径：d1=59.3m

14、m2作用在齿轮上的转矩为：T1 =99382Nmm 3求圆周力：Ft 4求径向力Fr（4）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，建立力学模型。水平面的支反力： 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么（5）画弯矩图 第四段剖面C处的弯矩： 面的弯矩： 面的弯矩： 弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd1/2=99.39Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度1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。已知由设计基础表13-1有:-1

15、=60Mpa 则：2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： 所以确定的尺寸是安全的.2、 输出轴的设计计算（1）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为=3.73Kw，转速为=63 r/min据设计基础P205（13-2）式，并查表13-2，取d(2)确定轴各段直径和长度 1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，查标准GB/T 50142003，选用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L=84mm,轴段长L1=82mm2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

16、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=74mm3 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dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=364右起第四段，该段装有齿轮，并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350.9mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm5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=66mm ,长度为L5=10mm6右起第六段

17、，考虑定位轴肩，取轴肩直径为D6=61mm，长度为L6=5mm.7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=55mm，长度L7=21mm(3)求齿轮上作用力的大小、方向 1大齿轮分度圆直径： =350.9mm2作用在齿轮上的转矩为： T2 =5.65105Nmm 3求圆周力：FtFt=2T2/d2=25.65105/350.9=3220.29N 4求径向力FrFr=Fttan=3220.29N=813.66N （4）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，建立力学模型。 水平面的支反力：垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么（5）画弯矩图 右起第四段剖

18、面C处的弯矩： 水平面的弯矩：垂直面的弯矩： 合成弯矩： （6）画转矩图： T= Ftd2/21000=565 Nm （7）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （8）判断危险截面并验算强度1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 ,由设计基础表13-1有:-1=60Mpa 则：2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：所以确定的尺寸是安全的 。六、键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,L1=65mm，查手册得选用C型平键，得：A键 87 GB1096

19、-79 L=L1-b=65-8=57mm，=26.53Nm ，h=7mm。根据p =4 T/(dhL)式得p =4 T/(dhL)=426.531000/（30757） =8.87Mpa R (110Mpa)2输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=44mm L2=63mm =99.38Nm，查手册P53选A型平键，得B键128 GB1096-79。L=L2-b=63-12=51mm，h=8mm。 p =4 /（dhl）=499.381000/（44851） = 22.143Mpa p (110Mpa)3输出轴与齿轮2联接用平键联接，轴径d3=60mm，L3=58mm，=565.42Nm。查手

20、册P53选用A型平键，得B键1811 GB1096-79 ，L=L3-b=60-18=42mm， h=11mm得p =4/（dhl）=4565.421000/（601142）=81.59Mpa p (110Mpa) 4输出轴与联轴器联接用平键联接，d4 =45mm，L4=82mm，=565.42Nm。查手册P53选用A型平键，得B键128，128 GB1096-79 ，L=L4-b=82-12=70mm，h=8mm. p =4 /（dhl）=4565.421000/（45870） = 89.749Mpa p (110Mpa)七、滚动轴承设计根据条件：轴承预计寿命1036082=57600小时1

21、.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=1258N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值,由于是球轴承=3 （3）选择轴承型号查设计手册表6-1，选择6208轴承 Cr=29.5KN由式11-3有 预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（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=813.66N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值,球轴承=3 （3）选择轴承型号查设计基础表11-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN由设计基础式11-3有 预期寿命足够此轴承合格八、密封和润滑的设计

22、1密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。（2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。九、联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。 （2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.3565.42=735.05Nm，其中KA为工况系数，由设计基础表14-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用LX2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm, 许用转速n=6300r/min ,故符合要求。