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：

3载荷平稳、单向旋转

4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=—

对带式输送机取ηw=带入上述得：

Pw＝

＝1500×1/（1000×）

≈

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，滚动轴承（两对）η为，齿轮效率η为，联轴器效率η为

由η总＝η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

＝××××

＝

（2）电机所需的工作功率：

Po＝

≈

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

（3确定电动机的转速

滚筒轴工作转速为；

nW=60x1000V/（πD）

=60x1000x1/（πx250）

=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）

=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

1420

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）

=min

i总＝n电动/n筒＝1420/＝

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＝4=

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/＝（r/min）

n筒＝nⅡ＝（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P电＝Po＝

PⅠ＝Po×η带＝×＝

PⅡ＝Po×η轴承×η齿轮＝××

＝

P筒＝PⅠ×η轴承×η联轴器＝××＝

3、计算各轴转矩

T电＝9550Po/n电＝9550×1420=·m

TI＝9550PⅠ/nⅠ＝9550×355=·m

TⅡ＝9550PⅡ/nⅡ＝9550×=·m

T筒＝9550P筒/n筒＝9550×=·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

功率p（kw）

转矩T（N·m）

传动比i

4

效率η

五、V带传动设计

1、选择普通V带截型

由表15-8得：

kA＝P电＝

PC＝KA·P电＝×＝

据PC＝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）

＝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

（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+（100+400）+（400-100）²/（4×700）

＝

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+/2

＝

8、验算小带轮包角

α1＝180°°×（dd2-dd1）/a

＝180°°×（400-100）/

＝°>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＝

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＝

查表15-10，得Kα＝；查[1]表15-12得KL＝

Z≧PC/[（P1+△P1）KαKL]

＝[+××]

＝

取Z＝2根

10、计算轴上压力

由表15-1查得q＝m，单根V带的初拉力：

F0＝500

（Kα-1）+qV²

＝500x

+则作用在轴承的压力FQ

FQ＝2ZF0sin（α1/2）

＝2×2×°/2）

＝

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＝

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

＝

N2＝N1/i齿＝

＝×10

查图13-34中曲线1，得ZN1＝ZN2＝

按一般可靠度要求选取安全系数SH＝

[σH]1＝σHlim1·ZN1/SHmin

＝1

＝630Mpa

[σH]2＝σHlim2·ZN2/SHmin

＝1

＝

故得：

[σH]=

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＝ZH＝

由表13-10得ZE＝

将上述参数代入下式

d1≥

＝

＝

取d1＝50mm

⑤计算圆周速度

V＝nIπd1／（60×1000）

＝355××50／（60×1000）

＝／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×≈93

②模数m＝d1／Z1＝50／20＝

符合标准模数第一系列

③分度圆直径

d2＝Z2m＝20×＝50mm

d2＝Z2m＝93×＝232.5mm

④中心距

a＝（d1+d2）／2

＝（50+）／2

＝

⑤齿宽

b＝φdd1＝×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＝YFs2＝

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××45730×（60××50）＝<[σF1]

σF2＝σF1·YFS2/YFs1

＝×

＝<[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＝+5＝237.5mm

齿全高h

h＝（2ha*+c*）m＝（2+×＝5.625mm

齿根高hf＝（ha*+c*）m＝×＝3.125mm

齿顶高ha＝ha*m＝1×＝2.5mm

齿根圆直径df

df1＝d1-2hf＝＝53.75mm

df2＝d2-2hf＝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＝＝60×＝96mm

轮毂长度L＝＝×60＝72mm

轮缘厚度δ0＝（3-4）m＝

取δ0＝10mm

轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝×－20

＝mm

取D2＝206mm

腹板厚度C＝取C＝18mm

腹板中心孔直径D0＝（D1+D2）＝（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＝×＝

要选联轴器的转矩Tc

Tc＝KTⅡ＝×196400＝×10

N·mm

（查表20-1工况系数K＝

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＝·m

齿轮作用力：

圆周力：

Ft＝2000T/d＝2000×

＝

径向力：

Fr＝Fttan20°＝×tan20°

＝

（2）因为该轴两轴承对称，所以：

LA＝LB＝

（3）计算支承反力

FHA＝FHB＝Ft/2＝2＝

FVA＝FVB＝Fr/2＝2＝

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＝×119÷2000＝m

截面在竖直面上弯矩为：

MVC＝FVA·L/2＝×119÷2000＝m

MC＝（MHC²+MVC²）½＝（²+²）½

＝N/m

转矩：

T＝TⅡ＝·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＝，中间截面处的当量弯矩：

Me＝[MC²+（αT）²]½

＝[+ײ]½

＝·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＝×＝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×＝

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＝·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＝

（2）因为该轴两轴承对称，所以：

LA＝LB＝

（3）计算支承反力

水平平面内以B点为支点（FQ离B点为）

∑MB＝0；-FHA×119-Fr××＝0

FHA＝-（Fr×+FQ×）／119

＝-（×+×）／119

＝

∑Fy＝0;FHA+Fr+FHB-FQ＝0

FHB＝FQ-FHA–Fr

＝+竖直平面内

FVA＝FVB＝Ft/2＝1828/2＝914N

在水平面弯矩为

MHC＝FHA·L/2＝×119/2000＝·m

MHB＝-FQ×1000＝×1000＝·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＝·m

（6）绘制合弯矩图（如图d）

MC＝（MHC²+MVC²）½＝（²+²）½

＝·m

MB＝（MHB²）½＝·m

转矩：

T＝TⅠ＝·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＝，此轴为此轮轴截面B处的当量弯矩：

Me＝[MC²+（αT）²]½

＝[²+ײ]½

＝·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＝2＝

P＝Kp×FR1＝1×＝

Cr'＝P

＝×

＝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×＝

Cr'＝P

＝×

=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

=[30x7x（40-8）]

=<[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

=[38x8x（105-10）]

=<[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

=[50x9x（53-14）]

=<[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）

许用转速n（r/min）

轴孔直径d（mm）

轴孔长度L（mm）

材料

轴孔类型

YLD9

400

4100

38

112

HT200

Y

十一、润滑与密封

润滑方式

1.齿轮ν=s<<12m/s应用喷油润滑,但考虑成本及需要。

选用浸油润滑。

2.轴承采用润滑脂润滑。

润滑油牌号及用量

1.齿轮润滑选用100号机械油，最低—最高油面矩（大齿轮）10—20mm，需油量为左右。

2.轴承润滑选用ZL-3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3—1/2为宜。

密封形式

1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封

选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法

2.观察孔和油孔等处结合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封

3.轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

轴的外伸端与透盖间的间隙，由于ν=3m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。

4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

十二、减速器附件的选择及简要说明

名称

功用

数量

材料

规格

螺钉

安装端盖

16

Q235

M8x25GB/T5782-2000

油标尺

测量油面高度

1

组合件

螺栓

安装上箱体

6

Q235

M16x145GB/T5782-2000

垫圈

调整安装

6

65Mn

16GB/T93-1987

螺母

安装

6

Q235

M16GB/T6170-2000

销

定位

2

45

8x35GB/T117-2000

通气器

透气

1

Q235

油塞

排油

1

Q235

螺钉

安装观察孔盖

4

Q235

M6x20GB/T5782-2000

十三、箱体主要结构尺寸的计算

（1）箱座壁厚δ=10mm

（2）箱盖壁厚δ1=8mm

（3）箱盖凸缘厚度b=12mm

（4）箱座凸缘厚度b1=15mm

（5）箱座底凸缘厚度b2=25mm

（6）地脚螺钉直径df=20mm

（7）地脚螺钉数目n=6

（8）箱座肋厚：

m=8.5mm

（9）大齿轮端面与内箱壁间的距离：

L=16mm

（10）大齿轮顶圆与内箱壁间的距离：

L1=10mm（11）主动轴轴承端盖外径D1=85mm

（12）从动轴轴承端盖外径D2=100mm