一级圆柱齿轮减速器.docx
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一级圆柱齿轮减速器
设计题目：
带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器。
设计的主要内容：
（1）电动机的选择与运动参数计算；
（2）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
（8）选择一主要零件完成数控加工设计
（9）对一主要零件进行三维建模
说明：
（8），（9）为任选题
一、传动方案拟定-------------------------
二、电动机的选择-------------------------
三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比---
四、运动参数及动力参数计算----------------
五、V带传动设计---------------------------
六、齿轮传动设计-------------------------
七、轴的设计-----------------------------
八、滚动轴承的选择及校核计算-------------
九、键的校核计算---------------------
十、联轴器的选择--------------------------
十一、润滑与密封---------------------------
十二、减速器附件的选择及简要说明----------------
十三、箱体主要结构尺寸的计算--------------------
一、传动方案拟定
设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
1总体布局简图
1带传动2电动机3减速机4联轴器5转筒6传送带
2工作情况：
载荷平稳、单向旋转
3原始数据
已知条件
数据
转筒直径D（mm）
250
传送带牵引力F（KN）
1．5
传送带速度V（m/s）
1
使用年限（年）
5
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择：
按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、选择电动机的容量
工作机所需功率Pw=
工作机的效率ηw=0.94—0.96
对带式输送机取ηw=0.94带入上述得：
Pw＝
＝1500×1/（1000×0.94）
≈1.6KW
3.确定电动机的功率：
电动机输出功率Po=Pw/η
式中η为电动机至滚筒轴的传动装置总效率
（1）传动装置的总效率：
查表2—2，取V带传动效率η为0.96，滚动轴承（两对）η为0.99，齿轮效率η为0.97，联轴器效率η为0.98
由η总＝η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
＝0.96×0.99×0.99×0.97×0.98
＝0.90
（2）电机所需的工作功率：
Po＝
≈1.77KW
因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于Po即可，安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW
（3确定电动机的转速
滚筒轴工作转速为；
nW=60x1000V/（πD）
=60x1000x1/（πx250）
=76.39r/min
安表2-1推荐的各级传动比范围为：
V带传动比范围
i′=2-4,单级圆柱齿轮传动比范围:
i″=3-5,则总传动比范围i′=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选范围为：
n′=i′·nw
=（6-20）x76.39
=458.34-1527.8r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速nw=1420r/min
（3）选用电动机
查JB/T96161999选用Y100L1-4三相异步电动机，主要参数如下表1-2：
型号
额定功率KW
转速r/min
堵转扭矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y100L1-4
2.2
1420
2.2
2.2
三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比
1、总传动比：
工作机的转速
n筒=60x1000V/（πD）
=60x1000x1/（πx250）
=76.39r/min
i总＝n电动/n筒＝1420/76.93＝18.6
2、分配各级传动比
i总＝i齿×i带为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取V带传动的传动比i带=4，则齿轮传动比：
i齿＝i总/i带＝18.6/4=4.65
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
n电＝1420r/min）
nⅠ＝n电/i带＝1420/4＝355（r/min）
nⅡ＝nⅠ/i齿＝355/4.65＝76.34（r/min）
n筒＝nⅡ＝76.34（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P电＝Po＝1.77KW
PⅠ＝Po×η带＝1.77×0.96＝1.7KW
PⅡ＝Po×η轴承×η齿轮＝1.7×0.99×0.97
＝1.57KW
P筒＝PⅠ×η轴承×η联轴器＝1.57×0.99×0.98＝1.52KW
3、计算各轴转矩
T电＝9550Po/n电＝9550×1.77/1420=11.9N·m
TI＝9550PⅠ/nⅠ＝9550×1.7/355=45.73N·m
TⅡ＝9550PⅡ/nⅡ＝9550×1.57/76.34=196.4N·m
T筒＝9550P筒/n筒＝9550×1.52/76.34=190.15N·m
将上述数据列表如下：
轴名
参数
电动机
I轴
II轴
滚筒轴
转速n（r/min）
1420
355
76.34
76.34
功率p（kw）
1.77
1.7
1.57
1.52
转矩T（N·m）
11.9
45.73
196.4
190.15
传动比i
4
4.65
1.00
效率η
0.96
0.96
0.98
五、V带传动设计
1、选择普通V带截型
由表15-8得：
kA＝1.2P电＝2.2KW
PC＝KA·P电＝1.2×2.2＝2.64KW
据PC＝2.64KW和n电＝1420r/min
由图15-8得：
选用A型V带
2、确定小带轮基准直径
由表15-8，表15-4，表15-6，取dd1＝100mm
3、确定大带轮基准直径
dd2＝i带＝4×100＝400mm
4、验算带速
带速V：
V＝π·dd1·n1/（60×1000）
＝π×100×1420/（60×1000）
＝7.43m/s
带速太高，离心力增大，使带与带轮间的磨檫力减小，容易打滑，带速太低，传动功率一定时所需的有效拉力过大，也会打滑。
一般应使普通V带在5—25m/s范围内。
在5—25m/s范围内，带速合适
5、初定中心距a0
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
得350≤a0≤1000
取a0＝700mm
6、确定带的基准长Ld
Ld＝2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）²/4a0
＝2×700+3.14（100+400）+（400-100）²/（4×700）
＝2217.5mm
根据表15-2选取相近的Ld＝2240mm
7、确定实际中心距a
a≈a0+（Ld-L0）/2
＝700+（2240-2217.54）/2
＝722.64mm
8、验算小带轮包角
α1＝180°-57.3°×（dd2-dd1）/a
＝180°-57.3°×（400-100）/72.64
＝156.2°>120°（适用）
9、确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查表15-7得P0＝1.32KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得△P0＝0.17KW
查表15-10，得Kα＝0.93；查[1]表15-12得KL＝0.96
Z≧PC/[（P1+△P1）KαKL]
＝5.24/[（1.32+0.17）×0.93×0.96]
＝1.98
取Z＝2根
10、计算轴上压力
由表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：
F0＝500
（2.5/Kα-1）+qV²
＝500x
（2.5/0.93-1）+0.11x5.637.43²
＝156.03kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ＝2ZF0sin（α1/2）
＝2×2×156.03sin（156.03°/2）
＝610.7N
11、计算带轮的宽度B
B＝（Z-1）e+2f
＝（2-1）×15+2×9
＝33mm
六、齿轮传动设计
（1）选择齿轮材料与热处理：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度
（2）按齿面接触疲劳强度设计
该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。
设计公式为：
d1=
①载荷系数K查表13-8K＝1.2
②转矩TITI＝45730N·mm
③解除疲劳许用应力
[σH]＝σHlimZN/SH
按齿面硬度中间值查图13-32σHlim1＝600Mpa
σHlim2＝550Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njtn计算
N1＝60×355×1×300×16
＝5.11x10
N2＝N1/i齿＝5.11x10
/4.65
＝1.1×10
查图13-34中曲线1，得ZN1＝1.05ZN2＝1.13
按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0
[σH]1＝σHlim1·ZN1/SHmin
＝600x1.05/1
＝630Mpa
[σH]2＝σHlim2·ZN2/SHmin
＝550x1.13/1
＝621.5Mpa
故得：
[σH]=621.5Mpa
④计算小齿轮分度圆直径d1
由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,
取φd＝1.08ZH＝2.5
由表13-10得ZE＝189.8
将上述参数代入下式
d1≥
＝
＝42.68mm
取d1＝50mm
⑤计算圆周速度
V＝nIπd1／（60×1000）
＝355×3.14×50／（60×1000）
＝0.93m／s
V＜6m／s故取8级精度合适
（3）确定主要参数
①齿数取Z1＝20
Z2＝Z1×i齿＝20×4.65≈93
②模数m＝d1／Z1＝50／20＝2.5
符合标准模数第一系列
③分度圆直径
d2＝Z2m＝20×2.5＝50mm
d2＝Z2m＝93×2.5＝232.5mm
④中心距
a＝（d1+d2）／2
＝（50+232.5）／2
＝141.25mm
⑤齿宽
b＝φdd1＝1.08×50＝54mm
取b2＝60mmb1＝b2+5mm＝65mm
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
①齿形因数YFs
查图13-30
YFs1＝4.26YFs2＝3.97
②许用弯曲应力[σF]
[σF]＝σFlim·YN/SF
由图13-31按齿面硬度中间值得
σFlim1＝240MpaσFlim2＝220Mpa
由图13-33得弯曲疲劳寿命系数YN：
YN1＝1YN2＝1
按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]＝σFlim1·YN1/SF＝240×1/1＝240Mpa
[σF2]＝σFlim2·YN2/SF＝220×1/1＝220Mpa
校核计算
σF1＝2KT1YFS1/（b1md1）
＝2×1.2×45730×4.35/（60×2.5×50）＝63.66Mpa<[σF1]
σF2＝σF1·YFS2/YFs1
＝63.66×3.97/4.26
＝57.8Mpa<[σF2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（5）齿轮的几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da1＝d1+2ha＝60+5＝65mm
da2＝d2+ha＝232.5+5＝237.5mm
齿全高h
h＝（2ha*+c*）m＝（2+0.25）×2.5＝5.625mm
齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm
齿顶高ha＝ha*m＝1×2.5＝2.5mm
齿根圆直径df
df1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mm
df2＝d2-2hf＝232.5-6.25＝226.25mm
（6）齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮的有关尺寸计算如下：
轴孔直径d＝60mm
轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm
轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm
轮缘厚度δ0＝（3-4）m＝7.5-10mm
取δ0＝10mm
轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝237.5-2×5.625－20
＝206.25mm
取D2＝206mm
腹板厚度C＝（0.2-0.3）b＝12-18mm
取C＝18mm
腹板中心孔直径D0＝0.5（D1+D2）＝0.5（96+216）
＝156mm
腹板孔直径d0＝15-25mm取d0＝20mm
齿轮倒角取C2
七、轴的设计
从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查表19-14可知：
σb＝600Mpa,
查表19-17可知：
[σb]-1＝55Mpa
2、按扭矩估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥
·A
查表19-16A＝115
则d≥115×
mm＝31.51mm
考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%
即d＝31.51×1.05＝33.09mm
要选联轴器的转矩Tc
Tc＝KTⅡ＝1.5×196400＝2.95×10
N·mm
（查表20-1工况系数K＝1.5）
查附录6选用连轴器型号为YL9
考虑联轴器孔径系列标准
故取d＝38mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）联轴器的选择
联轴器的型号为YL9联轴器：
38×112
（2）确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以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，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，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。
（3）确定各段轴的直径
将估算轴d＝38mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝41mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3＝45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝50mm。
齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝55mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝45mm.
（4）选择轴承型号
由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6209,轴承宽度B＝19。
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝119mm
4、按弯矩复合强度校核
（1）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T＝TⅡ＝196.4N·m
齿轮作用力：
圆周力：
Ft＝2000T/d＝2000×196.4/232.5
＝1689.46N
径向力：
Fr＝Fttan20°＝1689.46×tan20°
＝614.96N
（2）因为该轴两轴承对称，所以：
LA＝LB＝59.5mm
（3）计算支承反力
FHA＝FHB＝Ft/2＝1689.46/2＝844.37N
FVA＝FVB＝Fr/2＝614.96/2＝307.48N
由两边对称，知截面的弯矩也对称。
截面在水平面弯矩为
MHC＝FHA·L/2＝844.37×119÷2000＝47.52N/m
截面在竖直面上弯矩为：
MVC＝FVA·L/2＝307.48×119÷2000＝18.25N/m
MC＝（MHC²+MVC²）½＝（47.52²+18.25²）½
＝N/m
转矩：
T＝TⅡ＝196.4N·m
（8）校核轴的强度
转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，中间截面处的当量弯矩：
Me＝[MC²+（αT）²]½
＝[116.4+（0.6×196.4）²]½
＝165.6N·m
（9）校核危险截面所需的直径
de＝
＝
＝31.1mm
考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%
de＝31.1×1.05＝32.7mm＜50mm
结论：
该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查[1]表19-14可知：
σb＝600Mpa,
查[1]表19-17可知：
[σb]
＝55Mpa
2、按扭矩估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为：
d≥
·A
查表19-16A＝115
则d≥115×
mm＝19.4mm
考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%
即19.4×1.05＝20.37mm
选取标准直径d＝30mm
3、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。
两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，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，靠过盈配合实现周向固定，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
（2）确定各段轴的直径
将估算轴d＝30mm作为外伸端直径d1与带轮相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝35mm，装轴承处d3应大于d2，取d3＝40mm，齿轮与轴承出过渡轴径d4应大于d3，取d4＝45mm。
齿轮左端直径d5与d4相同，d5＝50mm,左端轴承处轴径d6与右端相等取45mm,d7与右端轴承处轴径相等，d6＝40mm.
（4）选择轴承型号
由附表5-1初选深沟球轴承,代号为6208,轴承宽度B＝18。
（5）确定轴各段直径和长度
由草绘图得
Ⅰ段：
d1＝30mm长度L1＝45mm
II段:
d2＝35mm长度L2＝50mm
III段：
d3＝40mm长度L3＝28mm
Ⅳ段：
d4＝45mm长度L4＝8mm
Ⅴ段:
d5＝50mm长度L5＝65mm
Ⅵ段:
d4=45mm长度L6=8mm
Ⅶ段:
d7=40mm长度L7=28mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝119mm
4、按弯矩复合强度校核
（1）齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T＝TⅠ＝45.7N·m
小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力：
圆周力：
Ft＝1828N
径向力：
Fr＝665.392N
（2）因为该轴两轴承对称，所以：
LA＝LB＝59.5mm
（3）计算支承反力
水平平面内以B点为支点（FQ离B点为87.5）
∑MB＝0；-FHA×119-Fr×59.5-FQ×87.5＝0
FHA＝-（Fr×59.5+FQ×87.5）／119
＝-（665.392×59.5+610.7×87.5）／119
＝-377.3N
∑Fy＝0;FHA+Fr+FHB-FQ＝0
FHB＝FQ-FHA–Fr
＝610.7+377.3-665.392
＝322.6N
竖直平面内
FVA＝FVB＝Ft/2＝1828/2＝914N
在水平面弯矩为
MHC＝FHA·L/2＝-377.3×119/2000＝22.45N·m
MHB＝-FQ×87.5/1000＝-610.7×87.5/1000＝-53.4N·m
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在竖直面上弯矩为：
MVC＝FVAL/2＝914×119÷2000＝54.4N·m
（6）绘制合弯矩图（如图d）
MC＝（MHC²+MVC²）½＝（22.45²+54.4²）½
＝58.8N·m
MB＝（MHB²）½＝-53.4N·m
转矩：
T＝TⅠ＝45.7N·m
（8）校核轴的强度
转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，此轴为此轮轴截面B处的当量弯矩：
Me＝[MC²+（αT）²]½
＝[58.8²+（0.6×45.7）²]½
＝39.8N·m
（9）校核危险截面B所需的直径
de＝
＝
=19.3mm＜43.75mm
结论：
该轴强度足够。
八、滚动轴承的选择及校核计算
（1）根据根据条件，轴承预计寿命
Lh＝10×300×16＝48000h
从动轴上的轴承
由初选的轴承的型号为:
6209,
查附表5-1基本额定动载荷Cr＝21KN
查表19-6Kp＝1
两轴承径向反力FVA＝FVB＝Ft/2＝1689.46/2＝844.73N
P＝Kp×FR1＝1×1689.43＝1689.43N
Cr'＝P
＝1689.43×
＝8093N＜Cr
故所选用轴承合适
（2）主动轴上的轴承:
由初选的轴承的型号为:
6209
查附表5-1基本额定动载荷Cr＝29500KN
查表19-6Kp＝1
P＝Kp×FBR＝1×＝665.392N
Cr'＝P
＝665.392×
=5320N＜Cr
故所选用轴承合适
九、键的校核计算
（1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键8x40（GB/T1096-2003）
b=8mmh=7mmL=40mm
选择45钢,查表19-11其许用挤压应力[σp]=100-120MPa
σp=4·T/dhL
=4x45.73x1000/[30x7x（40-8）]
=27.2MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
（2）从动轴外伸端d=38mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x105（GB/T1096-2003）
b=10mmh=8mmL=105mm
选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100-120MPa
σp=4·T/dhL
=4x196.4x1000/[38x8x（105-10）]
=27.2MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
（3）与齿轮联接处d=50mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。
选键14x53（GB/T1096-2003）
b=14mmh=9mmL=53mm
选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100-120MPa
σp=4·T/dhL
=4x169.4x1000/[50x9x（53-14）]
=44.8MPa<[σp]
故所选键联接强度足够。
十、联轴器的选择
型号
公称转矩T（N·m）
许用
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