一級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明(參考標(biāo)準(zhǔn)版)概述

1、目錄一、課程設(shè)計任務(wù)書3二、傳動方案擬定4三、電動機選擇4四、計算總傳動比及分配各級的偉動比5五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算5六、傳動零件的設(shè)計計算5七、軸的設(shè)計計算9八、滾動軸承的選擇及校核計算13九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算14一、課程設(shè)計任務(wù)書1、 已知條件1）工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用年限10年，工作為二班工作制。2）使用折舊期：8年。3）檢修間隔期：四年大修一次，兩年一次中修，半年一次小修。4）動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V。5）運輸帶速度允許誤差：±5。6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。2、 設(shè)計任務(wù)量1）完成手工繪制減速

2、器裝配圖1張（A2）。2）完成CAD繪制零件工圖2張（軸、齒輪各一張），同一組兩人繪制不同的齒輪和軸。3）編寫設(shè)計計算說明書1份。3、 設(shè)計主要內(nèi)容1）基本參數(shù)計算：傳動比、功率、扭矩、效率、電機類型等。2）基本機構(gòu)設(shè)計：確定零件的裝配形式及方案（軸承固定方式、潤滑和密封方式等）。3）零件設(shè)計及校核（零件受力分析、選材、基本尺寸的確定）。4）畫裝配圖（總體結(jié)構(gòu)、裝配關(guān)系、明細表）。5）畫零件圖（型位公差、尺寸標(biāo)注、技術(shù)要求等）。6）寫設(shè)計說明書。7）設(shè)計數(shù)據(jù)及傳動方案。二、傳動方案擬定第××組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動。圖2.1 帶式輸送機的傳動裝置簡圖1電動機；

3、2三角帶傳動；3減速器；4聯(lián)軸器；5傳動滾筒；6皮帶運輸機（1）工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用年限10年，小批量生產(chǎn)，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負(fù)5。（2）原始數(shù)據(jù)：工作拉力；帶速；滾筒直徑；滾筒長度。三、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：按表2-5確定各部分的效率為：V帶傳動效率h=0.96，滾動軸承效率（一對）h=0.98，閉式齒輪傳動效率h=0.96，聯(lián)軸器傳動效率h=0.98，傳動滾筒效率h=0.95，代入得(2)電機所需的工作功率：因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可。3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾

4、筒工作轉(zhuǎn)速：按機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書P7表2-3推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍。取V帶傳動比，則總傳動比理時范圍為。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有。方案電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速(r/min滿載轉(zhuǎn)速(r/min)堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距1Y132M-837507102.02Y132S-6310009602.03Y100L2-43150014302.2根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如電動機Y系列型號大全。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選。4、確定電動機型號

5、根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為。其主要性能：額定功率：，滿載轉(zhuǎn)速，額定轉(zhuǎn)矩。質(zhì)量。四、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比2、分配各級偉動比（1）單級減速器i=36合理，取齒輪（2）五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（）2、計算各軸的功率（）3、計算各軸扭矩（）軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比效率輸入輸出輸入輸出i電動機軸2.625.864960軸2.4962.4634.74734.46861.40.96軸2.3482.31819.6719.3711460.96滾筒軸2.292.2719.118.911410.95六、傳動零件的設(shè)計計算1、皮帶輪傳動的

6、設(shè)計計算（1）選擇普通V帶截型由課本P222表13-9取由課本P223圖13-15選用A型V帶。（2）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由課本P223圖13-15得，推薦的小帶輪基準(zhǔn)直徑為75100mm，取由課本P224表13-10，取。實際從動帶輪轉(zhuǎn)速：轉(zhuǎn)速誤差為：帶速V：在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）確定帶長和中心矩根據(jù)課本P224一般推薦按下式初步確定中心距，得所以有：預(yù)選由課本P209式（13-2）可得初定的V帶基準(zhǔn)長度：根據(jù)由課本P217表13-3選取接近的基準(zhǔn)長度取根據(jù)課本P224式（13-15）得：考慮到傳動的安裝、調(diào)整和V帶張緊的需要，中心距變動范圍為：(4)驗算小帶輪包角一

7、般使（特殊情況下允許，若不滿足此條件，可適當(dāng)增大中心距或減小兩帶輪的直徑差或增設(shè)張緊輪。根據(jù)課本P209式（13-1）得（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)，再根據(jù)課本P219表（13-4）用內(nèi)插法得：由課本P221表13-6得根據(jù)課本P216表（13-2）可得帶長度修正系數(shù)由課本P222表13-8得包角系數(shù)由課本P223式（13-14）得(6)計算軸上壓力由課本P216表13-1查得A型普通V帶的單位長度質(zhì)量q=0.11kg/m，由課本P225式（13-16）單根A型普通V帶合宜的初拉力：則作用在軸承的壓力FQ，由課本P221式（13-17）(7)設(shè)計結(jié)果：選用4根A型帶，GB11544-1997 A型普

8、通V帶，中心距a=400mm，帶輪直徑，軸上壓力。2、齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面（課本P170表11-1）。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為217286HBS，相應(yīng)的疲勞強度取均值，。大齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197286HBS，相應(yīng)的疲勞強度去均值，；根據(jù)課本P172表11-2選7級精度，齒面精糙度Ra1.63.2m。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計根據(jù)教材P176式11-3，即或由上述公式確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)：由課本P179表11-6取(3)轉(zhuǎn)矩T1(4)載荷系數(shù)K，由課本P174表11-3取.1

9、(5)根據(jù)課本P176表11-5，通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)，。許用接觸應(yīng)力由式故得：模數(shù)：根據(jù)課本P58表4-1取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本P177（11-5）式為主動輪的轉(zhuǎn)矩為齒輪的接觸寬度模數(shù)為主動輪的齒數(shù)齒輪的許用彎曲應(yīng)力標(biāo)準(zhǔn)外齒輪的齒形系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)外齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：齒寬：取(7)齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)根據(jù)齒數(shù)由課本P177圖11-8和P178圖11-9取(8)許用彎曲應(yīng)力根據(jù)課本P178式：計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力將求得的各參數(shù)代入式故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠。(9)計算齒輪傳動的中心矩a(10)計算齒輪

10、的圓周速度V七、軸的設(shè)計計算（一）輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對材料無特殊要求，根據(jù)課本P246表14-1，選用45#，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS，抗拉強度，彎曲疲勞強度。根據(jù)課本P250（14-2）式c以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本P265，查表14-1，取c=102.72118P高速軸的輸入功率n高速軸的轉(zhuǎn)速考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則由設(shè)計手冊取標(biāo)準(zhǔn)值2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完

11、全確定。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過盈配合固定。擬定軸上零件的裝配方案如圖7.1，從左到右依次為軸承、軸承端蓋、小齒輪1、軸套、軸承、帶輪。圖7.1 軸上零件的裝配方案圖（2）確定軸各段直徑和長度段：d1=d=22mm，長度取L1=50mmh=2c，查指導(dǎo)書取c=1.5mm段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm，寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一

12、定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm，故段長：L2=（2+20+16+55）=93mm段直徑d3=d2+2h=28+2×2×1.5=34mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=d3+2h=34+2×2×1.5=40mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm考慮此段左面滾動軸承的定位軸肩，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取，由手冊得安裝尺寸h=3，該段直徑應(yīng)?。海?8+3×2）=34mm因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為34mm段直徑d5=32mm，長度L5=19mm如圖7.1可知，軸的支承跨距(是指軸系中

13、相鄰兩個軸承相應(yīng)支承點的距離)詳細計算過程可參考附件：04軸的計算設(shè)計由上述軸各段長度可算得軸的支承跨距L=100mm圖7.1 軸的結(jié)構(gòu)簡圖（可選一）圖7.2 軸的結(jié)構(gòu)簡圖（可選二）(3)按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d2=mZ1=2×20=40mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=34747.5Nmm求圓周力：Ft根據(jù)課本式得求徑向力Fr根據(jù)課本式得Fr=Fttan=1737.375×tan20°=632N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）(2)繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面

14、彎矩為(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：(4)繪制合彎矩圖（如圖d）(5)繪制扭矩圖（如圖e）(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪合力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當(dāng)量彎矩：(7)校核危險截面C的強度由式該軸強度足夠。（二）輸出軸的設(shè)計計算由于設(shè)計的是單級減速器的輸出軸，屬于一般軸的設(shè)計問題，選用45#調(diào)質(zhì)，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS,抗拉強度，彎曲疲勞強度，。1、按扭矩初算軸徑根據(jù)課本P265（14-2）式c以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本P265，查表14-1，取P高速軸的輸入功率n高速軸的轉(zhuǎn)速考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=()×

15、;(1+5%)mm=(29.233.6)mm由設(shè)計手冊取標(biāo)準(zhǔn)值d=35mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩、平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。（2）確定軸的各段直徑和長度（采用前面同樣的方法）段：d1= d=35mm，長度取L1=50mmh=2c，查指導(dǎo)書取c=1.5mm段：d2=d1+2h=35+2

16、5;2×1.5=41mmd2=:41mm初選用7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為40mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，則該段長55mm，安裝齒輪段長度的輪轂寬度為2mm。故段長：L2=（2+20+17+55）=94mm段直徑d3= d2+2h=41+2×2×1.5=47mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=d3+2h=47+2×2×1.5=53mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但

17、此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊得安裝尺寸h=3。該段直徑應(yīng)?。海?1+3×2）=47mm因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為47mm段直徑d5=45mm。長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎扭復(fù)合強度計算（采用前面同樣的方法）求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271Nm求圓周力Ft：根據(jù)課本式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N求徑向力式得Fr=Fttan=1806.7×0.36379=657.2N兩軸承對稱LA=LB=49mm(1)求

18、支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1Nm(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26Nm(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm(5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06Nm(6)校核

19、危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此軸強度足夠八、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命16×365×10=58400小時1、計算輸入軸承（1）已知n=686r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型根據(jù)課本得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315

20、.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本取fP=1.5根據(jù)課本式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)軸承壽命計算P1=P2故取P=750.3N角接觸球軸承=3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=2300

21、0N由課本式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>58400h預(yù)期壽命足夠2、計算輸出軸承(1)已知n=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=569.1/

22、903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本得：e=0.68FA1/FR1<ex1=1，y1=0FA2/FR2<ex2=1，y2=0(4)計算當(dāng)量動載荷P1、P2取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)計算軸承壽命LHP1=P2故P=1355=3根據(jù)手冊7207AC型軸承Cr=30500N根據(jù)課本得：ft=1根據(jù)課本式得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>58400h此軸承合格九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,L1=5