一级圆柱齿轮减速器设计说明书.docx
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一级圆柱齿轮减速器设计说明书
一级圆柱齿轮减速器设计说明书
精密仪器课程设计任务书
1、设计:
带式运输传动系统
2、题目:
要求：
传动装置含有圆柱齿轮减速器
3、原始:
1）运输带工作拉力：
F=1789N
2）运输带工作速度V=2m/s
3）运输机卷筒直径D=400mm
4、传动简图
1、V带运动2、运动带3一级圆柱齿轮减速器4、联轴器
5、电动机6、卷筒
5、工作条件:
连续单向运转，载荷平稳，空载起动，380/220V的三相交流电源。
6、技术要求:
使用年限8年，小批量生产，两班制工作，
7、设计任务:
说明书一份，装配图一份
一、电动机的选择
1、确定电动机的类型
按工作要求选择Y系列全封闭直扇冷式笼型三相异步电动机，电压380/220V
2、选择电动机的容量
查《机械设计课程设计》按（2-1）式电动机所需功率为
，按（2-2）式工作所需功率为
，
传动装置的总效率为
按表2-3确定各部分效率，V带传动效率
，滚动轴承传动效率
，闭式齿轮传动效率
，联轴器
，传动滚筒
，
所需电动机功率为
，
因为载荷平稳电动机额定功率Ped大于Pd即可。
3、确定电动机转速
滚筒工作转速，
，
V带传动比常用范围i带=2～4，齿轮传动比常用范围为i齿=3～5，
i总范围为6～20，故电动机转速nd=inw=（6～20）×170.9=（1025.4～3418）r/min,符合这一范围同步转速有1500r/min
由表16-1得电动机数据及计算的总传动比：
（表一）
电动机型号
额定功率
满载转速
堵转
转矩
最大
转矩
总传动比i
Y132M-8
3KW
710r/min
2.0
2.0
5.90
Y132S-6
3KW
960r/min
2.0
2.0
8.0
Y100L2-4
3KW
1440r/min
2.2
2.2
11.82
根据表中数据，综合考虑，选用电动机为Y100L2-4，传动比为11.82，易于分配传动比。
二、分配传动比
1、总传动比i总=n电/nw=1440/120.31=8.43
2、分配传动装置上各级传动比
由《机械设计课程》中表2-1取V带传动：
比i=2~4，取i带=3则减速器传动比为
三、传动装置各轴的运动动力参数
1、I轴（高速轴）
P1=Poη1=3.041KW
2、Ⅱ轴（低速轴）
P2=PO·η01·η2·η3=2.919KW
4、Ⅲ轴（滚筒轴）
P3=P2·η2·η4=2.89KW
输出功率或转矩分别为各轴的输出功率或输出转矩乘以轴承效率0.99
各轴运动和动力参数：
（表二）
轴名称
功率（KW）
转速（r/min）
转矩（N·mm）
I
3.99
324
20200
II
3.79
96
40800
III
3.041
96
16200
1、选择V带型号
查《机械设计基础》表6-5根据工作条件系数KA=1.3,由式（6-14）得Pd=KAP,Pd=1.3×2.4=3.12KW,根据Pd和n1查图6-8选A型带
2、确定带轮的基准直径dd1、dd2
（1）选取小带轮的直径dd1，由于Pd-n坐标的交点落在图6-8中A型带区内虚线的上方故选dd1=100mm
（2）确定带轮的基准直径
取小带轮直径d1=100mm>
=75mm
所以大带轮直径d2=n1/n2*d1=210mm
实际传动轮转速
V=
=
=6.6m/s
带速一般应在5～25之间,V=6.6m/s，合适
3、确定中心距和带的基准长度Ld
（1）初定中心距a0
根据式（6-16）0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）,
0.7×（100+210）≤a0≤2×（100+210），所以a0取600mm
（2）确定带的长度Ld
由式（6-17）计算Ld
查表取Ld=1500mm,中心距a0=600mm
（4）验证小带轮包角α1
由式（16-9）得
因为
，
，所以合适
（5）确定V带的根数Z
因为，
A型带，i=3,查表6-3得，
ΔP=0.11,查表6-4得，
，查表6-2得
将各数值代入式（6-20）中
取Z=3
（6）计算初拉力F0
查表6-1，A型带q=0.10㎏·m由式（6-21）得
（7）计算带作用在轴上的力Fr
（8）带轮的结构设计
查《机械设计基础》表6-1，小带轮dd1=100mm采用实心轮，大带轮dd2=210mm,采用H型—孔板轮，取轮缘宽度B=（Z-1）e+2f=（3-1）×15+2×10=50mm,根据《机械设计基础》表6-1，取孔径d=25mm,按表6-1确定结构尺寸，基准宽，bd=11mm,槽顶宽b=13.2mm,基准到槽顶高hmin=2.75mm,基准到槽府深hmin=8.7mm,第一槽到端面距离f=10mm,槽间距e=15mm,最小轮缘厚δ=6mm,轮缘外径da=dd+2ha=300+2×2.75=305.5mm,轮缘内径d2=dd-2（hf+δ）=300-2×（8.7+6）=270.6mm,槽楔角φ=340，腹板厚s=15mm.
五、齿轮的选择
1、确定材料确定许应力
查《机械设计基础》，因为传动带为轻冲击载荷，大小齿轮均用40Cr调质处理硬度,H1=H2=48～55计算时取H1=H2=52HRC精度等级8级，根据表8-8,Ra=1.6μm,速度V≤6（m·s-1）,σHLin1=σHLim2=1200MPa,查图8-40得，[σH1]=[σH2]=0.96×σHLim=0.96×1200=1080MPa，查图8-42得，[σFLim1]=[σFLim2]=370MPa，单向受力，
[σF1]=[σF2]=1.4×[σFLim1]=518MPa
2、初定主要尺寸
（1）传动比对于一般单级减速器传动i≤7,在前面已经计算出i=2.7
（2）齿数Z一般齿数Z≥17，避免产生根切现象取Z1=25
（3）齿宽系数φd根据《机械设计基础》查表8-15φd=0.6，Z2=iZ1=2.7×25=68
（4）齿数比μ=
（5）载荷系数K查表K=1.4，转矩T1=74.61×103N·m
（6）材料弹性系数查表，
（7）节点区域系数查图
ZH=2.5，
，
对于传递动力地齿轮，模数不宜小于1.5～2mm，以免模数过小发生意外断齿，根据《机械设计基础》表8-2，选m=2.5
3、计算齿轮主要参数
①小齿轮的分度圆直径d
d1=mz1=2.5×25=62.5mm,d2=mz2=2.5×68=170mm
②计算圆周速度
Z1=25，Z2=68，i齿=2.7，m=2.5,d1=mz1=2.5×25=62.5mm,
d2=mz2=2.5×68=170mm,
ha=ha*m=1×2.5=2.5,
hf=（ha*+c*）m=（1+0.25）×2.5=3.13,
h=ha+hf=2.5+.3.13=5.63mm,
P=πm=3.14×2.5=7.85mm,
S=πm/2=7.85/2=3.93mm,
b2=b=φdd1=0.6×62.5=37.5mm,取40mm，
b1=b+（5～10）=（42.5～47.5）mm略大于b2,b1取45mm
dh1=mz1·cosα=2.5×25×0.94=59mm,
dh2=mz2·cosα=2.5×68×0.94=160mm,
da1=d1+2ha=62.5+2×2.5=67.5mm,
da2=d2+2ha=170+2×2.5=175mm,
df1=d1-2hf=62.5-2×3.13=56.24mm,
df2=d2-2hf=170-2×3.13=163.74mm,
中心距=a=m/2（z1+z2）=2.5/2×（25+68）=116.25mm
4、校核齿面接触强度
所以合适
5、校核齿根弯曲疲劳强度
所以合适,小齿轮采用齿轮轴的形式，大齿轮采用盘式齿轮.
齿轮图
六、轴的设计
（一）Ⅰ轴的设计
1、Ⅰ轴为高速轴齿轮轴采用45#正火,查《机械设计基础》表14-8σb=600MPa,[σb]-1=55MPa
2、按扭转强度初估轴的最小直径
查表14-7，A=118mm,按式（14-6）得
查《机械课程设计》表13-5，取d1=25mm
3、初定齿轮与轴承的润滑
初定圆周速度
初定齿轮由油浴润滑，轴承采用油润滑。
4、轴系的初步设计
采用直齿圆柱齿轮，无轴向力，选择两端面单向固定右端用轴肩定位，左端用轴端档圈固定，用C型普通键联接带轮，并实现周向定位。
5、定向尺寸确定
轴段d1=25mm,逐段相邻直径d2起定位作用，用定位轴肩h=（0.07～0.1）d,取d2≥d1+2h≥25+2×（0.07～0.1）×25=（28.5～30）mm,该直径处安装密封毡圈，取标准直径d2=30mm,d3与轴承内径配合为便于轴承安装d3＞d2,查《机械课程设计》表11-1,d3=35mm,取深沟球轴承6007，
d5为齿轮部分，取d5=da1=67.5mm,,d4取46mm,d6=d4=46mm,因d7处安装轴承，d7=d3=35mm
6、轴向尺寸的确定
与传动零件（如齿轮、带轮、联轴器等）相配合的轴段，一般略小于传动零件的轮毂宽度，L1处安装带轮取L1=50-2=48mm。
L5处为齿轮部分，L5=45mm,齿轮距箱壁10～15mm，取10mm,采用油润滑取Δ=3，所以L6=L4=3+10=13mm轴承宽为14mm，L3=L7=14mm,分箱面宽L=47mm,轴承盖螺钉至皮带轮距离Δ1=10～15mm,取短盖e=7.2mm,m=32mm,D=62mm,D4=D-（10～15）=（52～41）mm,取D4=50mm,D0=62+2.5d3=77mm,D2=D0+2.5d3=92mm，
D6=D-（2～4）=60～58mm,取D6=60mm,e1=18mm,端盖处为了便于螺钉装卸留10～15mm，取10mm,L2=32+7.2+4+10=53.2mm,取54mm,轴总L=48+54+14+13+45+13+14=201mm,两轴承中心距L=14+13+45+13=85mm
7、强度校核
（1）齿轮的切向力Ft1=2T/d=2×74.61×103/62.5=2387.5N
齿轮的径向力Fr1=Ft1·tanα=2387.5×tanα20。
=868.98N
（2）带轮的切向力Ft2=0N
带轮的径向力Fr2=960.44N
（3）轴的受力分析，绘制轴受力图（a），绘制水平受力图（b），并求支反力FH1、FH2，水平面
85FHⅠ=（85+85）Fr2-42.5Fr1=170×960.44-42.5×868.98=126343.15N
FHⅠ=1486.39N
85FHⅡ=42.5Fr1+85Fr2=42.5×868.98+85×960.44=118569.05N
FHⅡ=1394.93N
绘制垂直受力图（d）
85FvⅡ=42.5Ft1=42.5×2387.5=101468.75N
FvⅡ=1193.75N
85FvⅠ=42.5Ft1=42.5×2387.5=101468.75N
FvⅠ=1193.75N
（4）绘制弯矩图，水平面弯矩图（a）
a截面MHⅠ=85×Fr2=85×960.44=81637.4N·mm
b截面MHb=42.5×FHⅡ=42.5×1394.93=59284.53N·mm
垂直平面弯矩图（e）
Mvb=42.5FvⅠ=42.5×1193.75=50734.38N·mm
合成弯矩图f
（5）绘制转矩图（g）
转矩T=74.61×103N·mm
（6）绘制当量转矩图）（h）
单向运转转矩为脉动循环α=0.6,aT=0.6×74.61×103=44766N·mm
b截面合成弯矩
Ⅰ截面合成弯矩
（7）分别校核，a,Ⅰ,b截面
考虑到a处存在键槽
实际直径分别为￠25mm,￠67.5mm强度足够.
受力图：
图一
（8）轴承的强度校核
使用深沟球轴承6007，FⅠ>FⅡ只需验证Ⅰ处轴承可查《机械课程设计》，表11-1深沟球轴承6007，Cr=16.2KN,C0r=10.5KN,直齿圆柱齿轮无处载荷Fa=0,取X=1，Y=0，查《机械设计基础》表14-10，KP=1.1，P=KP·X·FⅠ=1.1×1×1906.4=2097.04N。
轴承寿命查《机械设计基础》式14-10，
轴承通常在10000～30000h，所以所选轴承合适。
（9）键的设计与校核
1）选用A型普通平键
2）按轴径d=25,查《机械设计基础》表2-1，键宽b=8,h=7.L=18～90,L=48-（5-10）=（43～38）mm,取L=40，标记为键8×40GB1096-79
查《机械设计基础》表2-2，
所选择的键强度合格
轴1图
（二）、Ⅱ轴的设计
1、Ⅱ轴为低速轴，选用45#钢正火，查《机械设计基础》表14-1取σb=600MPa,由表14-8[σ]-1=55MPa
2、按扭转强度的直径；由《机械设计基础》表14-7的A=118，按式14-6得
取d1=32mm
3、齿轮的润滑
齿轮圆周速度V=πdn/60×1000=π×170×118.51/60×1000=1.05m/s,确定齿轮使用油浴润滑，轴承使用油润滑。
4、轴系的初步设计
采用直齿圆柱齿轮传动，无轴向力，采用两端单向固定，左端轴肩定位，右端轴肩挡圈固定，齿轮左端轴肩定位，右端套筒定位，采用A型普通平键连接齿轮，联轴器处选用A型普通平键连接。
5、轴的结构设计
（1）径向尺寸的设计
轴径d1=32mm,与联轴器连接，d2起定位固定作用，取轴高h=（0.07～0.1）d1=（0.07～0.1）×32=（2.24～3.2）mm,取h=2.6mm,d2=d1+2h=32+2×2.6=37.2mm,取d2=38mm,d3处安装轴承取d3=45mm,为了便于轴承的安装，选定轴承6009，d4为齿轮部分为了便于装配取d4=50mm,d5起定位作用h=（0.07～0.1）d4=（0.07～0.1）×50=（3.5～5）mm,取h=4mm,d5=d3+2×4=58mm,取d5=58mm,d6起定位轴承作用，d6=52mm,d7处安装轴承取d7=d3=45mm.
（2）轴向尺寸的确定
与传动体配合轴段长一般小于传动件宽度，齿轮宽B=40mm,取L4=38mm,轴承器选YLD凸缘联轴器，YL6是标记联轴器J32×60/J130×60GB5843-86，取L1=60mm,轴承宽取15mm,齿轮距箱内壁为10mm，采用油润滑，Δ=5mm,分箱用M12螺栓连接，L5=10mm,L6=7.5mm,L7处与轴承连接，取L7=16mm,L3上装有轴套和轴承，轴套取为17.5mm，轴套起定位作用，D0取50mm,小径取D1=45mm,L3=17.5+16+2=35.5mm,
e=9.2mm,m=28mm,D=75mm,e1=16mm,D0=95mm,D2=D0+2.5d3=115mm,
D4=D-15=60mm,D6=72mm,L2=28+9.6+5.3+10=52.9mm,取53mm,轴总长L=60+53+33.5+40+16+17.5=220mm,两轴承间距离L=17.5+40+17.5+16=91mm.
（6）强度效核
1）齿轮的切向力Ft=2T/d=2×179.7×103/170=2114.11N
齿轮的径向力Fr=Ft·tanα=2114.11×tan200=769.47N
2）轴的受力分析（a），并求支反力
绘水平受力图（b）
FHⅠ=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74N
FHⅡ=45.5Fr/91=45.5×769.47/91=284.74N
垂直受力图（d）
FvⅠ=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06N
FvⅡ=45.5Ft/91=45.5×2114.11/91=1057.06N
绘制弯矩图（c）,（e）
b截面弯矩
水平MHb=45.5FHⅠ=45.5×384.74=17505.67N·mm
垂直MVb=45.5FVI=45.5×1057.06=48096.23N·mm
合成弯矩图（f）
绘制转矩图（g）
绘制当量转矩单向循环，转矩为脉动循环α=0.6，
aT=0.6×179.7×103=107820N·mm
绘制扭矩图（h）
a截面合成弯矩
b截面合成弯矩
分别校核a,b截面直径
考虑键槽
比实际选择的小，所以合适
受力图：
图二
3）轴承的强度校核
查《机械课程设计》表11-1，深沟球轴承6009的Cr=21KN,C0r=14.8kN,因采用直齿圆柱齿轮，所以无轴向力，取X=1，Y=0，查《机械设计基础》表14-10，KP=1.1，P=KP·X·
FⅠ=1.1×1×1124.9=1237.39N,
计算轴承的使用寿命，
轴承通常在10000～30000h，所以所选轴承型号合适。
（7）键的设计
1）联轴器和齿轮选用A型普通平键连接
齿轮上的键的设计
按轴径d=50mm,查《机械设计基础》表2-1，键宽b=14,h=9mm,L=18～90,L=38-（5-10）取L=28，标记为键14×28GB1096-79，查《机械设计基础》表2-2，
所选择的键强度合格
2）联轴器上键的设计
按轴径d=32mm,查《机械设计基础》表2-1，b=10mm,h=8mm取L=60-（5～10）=50mm,标记键10×50GB1096-79
查《机械设计基础》表2-2，
所选择的键强度合格
轴2图
七、减速箱的设计
减速箱通常用铸造成型选用HT150，取箱壁壁厚δ=0.025a+1≥8,δ=8mm,取箱盖箱座凸缘厚度b1=b=1.5δ=12mm,箱座底凸缘厚b2=2.5δ=20mm,地脚螺钉直径df=0.036a+12=16mm,地脚螺钉数目a≤250时，n=4,轴旁连接螺栓直径d1=0.75df=12mm,箱体与箱座连接螺栓直径d2=（0.5～0.6）df=8mm,连接螺栓d2的间距L=150～200mm,轴承端盖螺钉直径d3=（0.4～0.5）df=8mm,窥视孔盖螺钉直径d4=（0.3～0.4）df=6mm,定位销直径d=（0.7～0.8）d2=6mm,df,d1,d2至外壁距离C1=18mm,df,d2到凸缘边缘距离C2=16mm,轴承旁凸台半径R1=C2=16mm,凸台高度，为便于扳手操作取h=40mm,外箱壁到凸缘边距离L1=C1+C2+5=39mm,大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1>1.2δ=10mm,齿轮端面到内壁距离Δ2=15mm，箱盖、箱座肋厚m=m1=0.85δ=6.8mm,轴承旁联接螺栓s1=d3=6mm,s2=d3=6mm,为了防止油污被卷起取大齿轮距箱底30mm,箱座上开有油沟，为供轴承润滑，油沟距内箱壁a=6mm,油沟宽b=5mm,油沟深C=3mm,油沟采用圆柱铣刀铣削加工。
为便于检测齿轮的啮合和减速器内排出，在箱盖上开设窥孔和通气器，为了便于油的放出与检测油面高度，在箱座开设放油孔和油面指示器。
注：
减速箱的设计根据《机械设计课程设计》表4-1编写
八、润滑的选择
采用油浴和飞溅润滑，选用L-CKC100的润滑油。
参考文献
1、黄森彬主编.《机械设计基础》.北京：
高等教育出版社，1998
2、卢颂峰、王大康主编.《机械设计课程设计》.北京.北京工业大学出版社，1993
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