一級圓柱齒輪減速器

1、設計題目：帶式輸送機傳動裝置中一級直齒圓柱齒輪減速器。設計的主要內(nèi)容：（1） 電動機的選擇與運動參數(shù)計算； （2） 齒輪傳動設計計算 （3） 軸的設計 （4） 滾動軸承的選擇 （5） 鍵和連軸器的選擇與校核； （6） 裝配圖、零件圖的繪制 （7） 設計計算說明書的編寫（8）選擇一主要零件完成數(shù)控加工設計（9）對一主要零件進行三維建模說明：（8），（9）為任選題目 錄一、 傳動方案擬定-二、 電動機的選擇-三、 各軸運動的總傳動比并分配各級傳動比-四、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算-五、 V帶傳動設計-六、 齒輪傳動設計-七、 軸的設計-八、 滾動軸承的選擇及校核計算-九、 鍵的校核計算- 十、 聯(lián)軸

2、器的選擇-十一、 潤滑與密封 -十二、 減速器附件的選擇及簡要說明-十三、 箱體主要結構尺寸的計算-一、傳動方案擬定設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1 總體布局簡圖1 帶傳動 2 電動機 3 減速機 4 聯(lián)軸器 5 轉筒 6 傳送帶2 工作情況： 載荷平穩(wěn)、單向旋轉3 原始數(shù)據(jù)已知條件 數(shù) 據(jù)轉筒直徑D(mm)250傳送帶牽引力F(KN) 15傳送帶速度V(m/s) 1使用年限（年） 5二、電動機的選擇1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用Y系列三相異步電動機。2、選擇電動機的容量工作機所需功率Pw=工作機的效率w =0.940.96對帶式輸送機取w =0.

3、94帶入上述得： Pw1500×1/（1000×0.94） 1.6KW3.確定電動機的功率：電動機輸出功率Po=Pw/式中為電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率(1)傳動裝置的總效率：查表22，取V帶傳動效率為0.96，滾動軸承（兩對）為0.99，齒輪效率為0.97，聯(lián)軸器效率為0.98由總帶×軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒0.96×0.99×0.99×0.97×0.980.90(2)電機所需的工作功率： Po1.77KW因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率Pm只需略大于Po即可，安表10-1中Y系列電動機技術數(shù)據(jù)表

4、選取電動機的額定功率Pm為2.2KW(3確定電動機的轉速滾筒軸工作轉速為；nW=60x1000V/(D) =60x1000x1/(x250) =76.39r/min安表2-1推薦的各級傳動比范圍為：V帶傳動比范圍i=2-4,單級圓柱齒輪傳動比范圍:i=3-5,則總傳動比范圍i=2x3-4x5=6-20,可見電動機的轉速可選范圍為：n=i·nw =(6-20)x76.39 =458.34-1527.8r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min和1000r/min三種，為減少電動機的重量和價格，由附表10-1選常用的同步轉速為1500r/min的Y系列電動機Y100L1-4,其滿

5、載轉速nw=1420r/min(3)選用電動機查JB/T9616 1999選用Y100L1-4三相異步電動機，主要參數(shù)如下表1-2：型 號額定功率KW轉速r/min堵轉扭矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y100L1-42.214202.22.2三、各軸運動的總傳動比并分配各級傳動比1、總傳動比：工作機的轉速 n筒=60x1000V/(D) =60x1000x1/(x250) =76.39r/mini總n電動/n筒1420/76.9318.62、分配各級傳動比 i總i齒×i帶為使V帶傳動的外廓尺寸不致過大，取V帶傳動的傳動比i帶=4，則齒輪傳動比：i齒i總/i帶18.6/4=4.65四、運動

6、參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）n電1420r/min) nn電/i帶1420/4355(r/min)nn/i齒355/4.6576.34(r/min)n筒n76.34(r/min)2、計算各軸的功率（KW）P電Po1.77KWPPo×帶1.77×0.961.7KWPPo×軸承×齒輪1.7×0.99×0.971.57KWP筒P×軸承×聯(lián)軸器1.57×0.99×0.981.52KW3、計算各軸轉矩T電9550Po/n電9550×1.77/1420=11.9N·m

7、TI9550P/n9550×1.7/355=45.73N·mT9550P/n9550×1.57/76.34=196.4N·mT筒9550P筒/n筒9550×1.52/76.34=190.15N·m將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸名參數(shù) 電動機I軸II軸滾筒軸轉速n(r/min)142035576.3476.34功率p(kw)1.771.71.571.52轉矩T(N·m)11.945.73196.4190.15傳動比i44.651.00效率0.960.960.98五、V帶傳動設計1、 選擇普通V帶截型由表15-8得：kA1.2 P電2

8、.2KWPCKA·P電1.2×2.22.64KW據(jù)PC2.64KW和n電1420r/min由圖15-8得：選用A型V帶2、確定小帶輪基準直徑由表15-8，表15-4，表15-6，取dd1100mm3、 確定大帶輪基準直徑 dd2i帶4×100400mm4、驗算帶速帶速V：V·dd1·n1/（60×1000）×100×1420/（60×1000）7.43m/s帶速太高，離心力增大，使帶與帶輪間的磨檫力減小，容易打滑，帶速太低，傳動功率一定時所需的有效拉力過大，也會打滑。一般應使普通V帶在525m/s范圍內(nèi)。

9、在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適5、初定中心距a0 0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）得 350a01000取a0700mm6、確定帶的基準長LdLd2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a02×700+3.14(100+400)+(400-100)²/(4×700)2217.5mm根據(jù)表15-2選取相近的Ld2240mm7、確定實際中心距aaa0+(Ld-L0)/2700+(2240-2217.54)/2722.64mm8、驗算小帶輪包角1180°-57.3°×(dd2-dd1)/a180&#

10、176;-57.3°×(400-100)/72.64156.2°>120°（適用）9、確定帶的根數(shù)單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查表15-7得P01.32KWi1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查表15-9得P00.17KW查表15-10，得K0.93；查1表15-12得KL0.96ZPC/(P1+P1)KKL5.24/(1.32+0.17)×0.93×0.961.98取Z2根10、計算軸上壓力由表15-1查得q0.11kg/m，單根V帶的初拉力：F0500（2.5/K-1）+qV²500x(2.5/0.

11、93-1)+0.11x5.637.43²156.03kN則作用在軸承的壓力FQFQ2ZF0sin(1/2)2×2×156.03sin(156.03°/2)610.7N11、計算帶輪的寬度BB（Z-1）e+2f（2-1）×15+2×933mm六、齒輪傳動設計（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度229-286HBW；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為169-217HBW；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度（2）按齒面接

12、觸疲勞強度設計該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為：d1=載荷系數(shù)K 查表13-8 K1.2 轉矩TI TI45730N·mm 解除疲勞許用應力H Hlim ZN/SH按齒面硬度中間值查圖13-32 Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N60njtn 計算N160×355×1×300×165.11x10N2N1/i齒5.11x10/4.651.1×10查圖13-34中曲線1，得 ZN11.0

13、5 ZN21.13按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH1.0H1Hlim1·ZN1/SHmin600x1.05/1630 MpaH2Hlim2·ZN2/SHmin550x1.13/1621.5Mpa故得：H=621.5Mpa計算小齒輪分度圓直徑d1由表13-9按齒輪相對軸承對稱布置,取 d1.08 ZH2.5由表13-10得ZE189.8將上述參數(shù)代入下式d142.68mm取d150mm計算圓周速度VnId1（60×1000）355×3.14×50（60×1000）0.93msV6ms 故取8級精度合適（3）確定主要參數(shù)齒數(shù) 取Z120

14、Z2Z1×i齒20×4.6593模數(shù) md1Z150202.5 符合標準模數(shù)第一系列分度圓直徑d2Z2 m20×2.550mm d2Z2 m93×2.5232.5 mm中心距a（d1+ d2）2（50+232.5）2141.25mm齒寬 bdd11.08×5054mm 取b260mm b1b2+5 mm65 mm(4)校核齒根彎曲疲勞強度齒形因數(shù)YFs 查圖13-30 YFs14.26 YFs23.97 許用彎曲應力F FFlim·YN/SF 由圖13-31 按齒面硬度中間值得Flim1240Mpa Flim2 220Mpa 由圖13

15、-33 得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN11 YN21 按一般可靠性要求，取彎曲疲勞安全系數(shù)SF1 計算得彎曲疲勞許用應力為F1Flim1·YN1/SF240×1/1240MpaF2 Flim2·YN2/SF220×1/1220Mpa校核計算 F12KT1YFS1/（b1md1）2×1.2×45730×4.35/（60×2.5×50）63.66Mpa< F1F2F1·YFS2/YFs163.66×3.97/4.2657.8Mpa<F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(5)齒輪的幾何尺

16、寸計算 齒頂圓直徑dada1 d1+2ha60+565mmda2d2+ ha232.5+5237.5mm 齒全高h h(2 ha*+c*)m(2+0.25)×2.55.625 mm 齒根高hf（ha*+c*）m1.25×2.53.125mm 齒頂高ha ha*m 1×2.52.5mm 齒根圓直徑dfdf1d1-2hf60-6.2553.75mmdf2d2-2hf232.5-6.25226.25mm (6)齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構。大齒輪的有關尺寸計算如下：軸孔直徑d60mm輪轂直徑D11.6d60×1.696mm

17、輪轂長度L1.2d1.2×6072mm輪緣厚度0(3-4)m7.5-10mm 取010mm輪緣內(nèi)徑D2da2-2h-20237.5-2×5.62520206.25 mm 取D2 206mm腹板厚度C(0.2-0.3)b12-18mm取C18mm腹板中心孔直徑D00.5(D1+D2)0.5(96+216)156mm腹板孔直徑d015-25mm 取d020mm齒輪倒角取C2七、軸的設計 從動軸設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查表19-14可知：b600Mpa,查表19-17可知：b-155Mpa 2、按扭矩估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的

18、低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為： d·A 查表19-16 A115 則d115×mm31.51mm 考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即d31.51×1.0533.09mm 要選聯(lián)軸器的轉矩Tc TcKT1.5×1964002.95×10N·mm (查表20-1 工況系數(shù)K1.5) 查附錄6選用連軸器型號為YL9考慮聯(lián)軸器孔徑系列標準 故取d38mm 3、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。（1）聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器的型

19、號為YL9聯(lián)軸器：38×112 （2）確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置。在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸環(huán)和擋油環(huán)實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠擋油環(huán)和端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位。 （3）確定各段軸的直徑將估算軸d38mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d241mm，齒輪和右端軸承從右側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2，取d345mm，為便于齒輪裝

20、拆與齒輪配合處軸徑d4應大于d3，取d450mm。齒輪左端用軸環(huán)固定,右端用擋油環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應滿足左側軸承的安裝要求，d555mm,根據(jù)選定軸承型號確定.左端軸承型號與左端軸承相同,取d645mm. (4)選擇軸承型號由附表5-1初選深溝球軸承,代號為6209,軸承寬度B19。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L119mm4、按彎矩復合強度校核（1）齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：TT196.4N·m 齒輪作用力： 圓周力：Ft2000T/d2000×196.4/232.51689.46N 徑向力：FrFttan20°1689.4

21、6×tan20°614.96N（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：LALB59.5mm（3）計算支承反力 FHAFHBFt/21689.46/2844.37NFVAFVBFr/2614.96/2307.48N由兩邊對稱，知截面的彎矩也對稱。截面在水平面彎矩為MHCFHA·L/2844.37×119÷200047.52N/m截面在豎直面上彎矩為：MVCFVA·L/2307.48×119÷200018.25N/mMC(MHC²+MVC²)½（47.52²+18.25²)&#

22、189;N/m轉矩：TT196.4N·m(8)校核軸的強度轉矩產(chǎn)生的扭剪可認為按脈動循環(huán)變化，取0.6，中間截面處的當量彎矩：MeMC²+(T)²½116.4+(0.6×196.4)²½165.6N·m(9)校核危險截面所需的直徑de31.1mm考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%de31.1×1.0532.7mm50mm結論：該軸強度足夠。 主動軸的設計 1、選擇軸的材料 確定許用應力 選軸的材料為45號鋼，調質處理。查1表19-14可知：b600Mpa,查1表19-17可知：b55Mpa 2、按扭矩估算

23、軸的最小直徑 單級齒輪減速器的高速軸為轉軸，輸入端與帶輪相接，從結構要求考慮，輸入端軸徑應最小，最小直徑為： d·A 查表19-16 A115 則d115×mm19.4mm 考慮鍵槽的影響，故應將軸徑增大5%即19.4×1.0520.37mm 選取標準直徑d30mm3、軸的結構設計 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。（1）確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪軸的齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置。兩端軸承靠擋油環(huán)和端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，靠

24、過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，帶輪靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位。 （2）確定各段軸的直徑將估算軸d30mm作為外伸端直徑d1與帶輪相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d235mm，裝軸承處d3應大于d2，取d340mm，齒輪與軸承出過渡軸徑d4應大于d3，取d445mm。齒輪左端直徑d5與d4相同，d550mm,左端軸承處軸徑d6與右端相等取45mm,d7與右端軸承處軸徑相等，d640mm. (4)選擇軸承型號由附表5-1初選深溝球軸承,代號為6208,軸承寬度B18。(5）確定軸各段直徑和長度由草繪圖得段：d130mm 長度L145mmII段:d235mm

25、長度L250mmIII段：d340mm 長度L328mm段：d445mm 長度L48mm段:d550mm 長度L565mm段:d4=45mm 長度L6=8mm段:d7=40mm 長度L7=28mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L119mm4、按彎矩復合強度校核（1）齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：TT45.7N·m 小齒輪與大齒輪嚙合，受的力為作用力與反作用力： 圓周力：Ft1828N 徑向力：Fr665.392N（2）因為該軸兩軸承對稱，所以：LALB59.5mm（3）計算支承反力 水平平面內(nèi)以B點為支點（FQ離B點為87.5）MB0；-FHA×119- Fr

26、15;59.5-FQ×87.50FHA-（Fr×59.5+ FQ×87.5）119-（665.392×59.5+610.7×87.5）119-377.3NFy0; FHA+Fr+FHB-FQ0FHBFQ-FHAFr610.7+377.3-665.392322.6N豎直平面內(nèi)FVAFVBFt/21828/2914N在水平面彎矩為MHCFHA·L/2-377.3×119/200022.45N·mMHB-FQ ×87.5/1000-610.7×87.5/1000-53.4N·m由兩邊對稱，知

27、截面C的彎矩也對稱。截面C在豎直面上彎矩為：MVCFVAL/2914×119÷200054.4N·m(6)繪制合彎矩圖（如圖d）MC(MHC²+MVC²)½（22.45²+54.4²)½58.8N·mMB(MHB²)½-53.4N·m轉矩：TT45.7N·m(8)校核軸的強度轉矩產(chǎn)生的扭剪可認為按脈動循環(huán)變化，取0.6，此軸為此輪軸 截面B處的當量彎矩：MeMC²+(T)²½58.8²+(0.6×45.7)

28、²½39.8N·m(9)校核危險截面B所需的直徑de =19.3mm43.75mm結論：該軸強度足夠。 八、滾動軸承的選擇及校核計算 (1)根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh10×300×1648000h從動軸上的軸承由初選的軸承的型號為: 6209, 查附表5-1基本額定動載荷Cr21KN 查表19-6 Kp1 兩軸承徑向反力FVAFVBFt/21689.46/2844.73N PKp×FR11×1689.431689.43NCr'P1689.43×8093NCr 故所選用軸承合適 (2)主動軸上的軸承: 由

29、初選的軸承的型號為:6209 查附表5-1基本額定動載荷Cr29500KN 查表19-6 Kp1 PKp×FBR1×665.392NCr'P665.392×=5320NCr 故所選用軸承合適九、鍵的校核計算（1）主動軸外伸端d=30mm，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵8x40 (GB/T1096-2003) b=8mm h=7mm L=40mm選擇45鋼,查表19-11其許用擠壓應力p=100-120MPap=4·T/dhL =4x45.73x1000/30x7x(40-8) =27.2MPa<p故所選鍵聯(lián)接強度足夠。（2）從動軸外伸端d=38mm，考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵10x105(GB/T1096-2003)b=10mm h=8mm L=105mm選擇45鋼，其許用擠壓應力p=100-120MPap=4·T/dhL =4x196.4x1000/38x8x(105-10) =27.2MPa<p故所選鍵聯(lián)接強度足夠。（3）與齒輪聯(lián)接處d=50mm，考慮到鍵在軸中部安裝，故在同一方為母線上。選鍵14x53 (GB/T1096-2003)b=14mm h=9mm L=53