一级减速器设计

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1、1. 初步设计设计任务书设计课题：带式运输机上的一级闭式圆柱齿轮减速器。设计说明：1）运输机连续单向运转，工作负荷平稳，空载起动。2）运输机滚筒效率为0.96，滚动轴承（一对）效率n=0.98-0.99。3）工作寿命10年，每年300个工作日，每日工作16小时（大修期3年）。2. 4）电力驱动，三相交流电，电压380/220V5）运输容许速度误差为5%原始数据参数编号21运输带拉力F（N）1850滚筒直径D（mm500运输带速度V（m/s）2.00传动系统方案的拟定（一级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）电动机的选择Y系列，额定电压380V。按照工作要求和条件，选用三相鼠笼异步电动机

2、,电动机的容量选择电动机所需的工作功率为PdkWa工作机所需工作功率为FvPwkW1000因此FvPdkWd1000a由电动机至运输带的传动总效率为a=1；35式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取1=0.96，2=0.98（滚子轴承），3=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），4=0.99（齿轮联轴器），5=0.96，则a=0.960.9830.970.990.96=0.83所以Fv1000a18502.0010000.83=4.5kW确定电动机转速滚筒轴工作转速为=76.39r/min601000v6010002.00nD兀乂500取V带传动的

3、传动比i；=24，一级圆柱齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为i；=624，故电动机转速的可选范围为nd二ian=（624）76.3458.341833.36r/min电动机型号的选定计算传动装置的运动和动力参数由电动机的型号Y132M2-6,满载转速nm=960r/min计算总传动比总传动比ian76.392. 合理分配各级传动比由式ia0i式中i。、i分别为带传动和减速器(齿轮)的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大,初步取i。=2.8，则减速器传动比为:02.8各轴转速、输入功率、输入转矩的计算各轴转速滚筒轴i0960=342.86r/min2.8nnniiinm96076.

4、36r/mini0i14.492.8=76.36r/min各轴输入功率滚筒轴PiPn=Pd=Pi0Pd1=4.50.96=4.32kW3=4.320.980.97=4.11kWPm=Pn*24=Pn24=4.110.980.99=3.99kW(I川轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98.)各轴输入转矩电动机输出转矩Pd45Td=9550=955044.77Nmnm960I轴Ti=Tdi01=Tdi1=44.772.80.96=120.34Nmn轴Tn=TIi11TIi123=120.344.490.980.97=513.63Nm滚筒轴T皿二Th24=513.630.980.99=498

5、.32nm（I川轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98.）运动和动力参数设计结果整理于下表：二、传动件设计计算带传动设计（普通V带）P=4.5kW,m=960r/min,i=2.8;工作寿命10年，每年300个工作日每日工作16小时；单向运转，工作负荷平稳，空载起动。确定计算功率Pc由教材P218,表13-8查得工作情况系数Ka=2,则Pc=KaP=1.24.5=5.4kW选择V带型号根据Pc=5.4kW，m=960r/min，由教材P219,图13-15选取A型。确定带轮基准直径d2由教材P214，表13-3，A型V带带轮最小直径dmin二75mm，又根据图13-15中A型带推

6、荐d1的范围及下表三，取d1=140mm，从动轮基准直径did2.8140=392mm，由表三，基准直径系列取d?=400mm。传动比i卫1=匹=迴=2.86，传动比误差为n2d114028628100%=2.1%:5%，故允许2.8验算带的速度兀d1n1兀汉140汉960,v7.04m/s601000601000带速在525m/s范围内，合适。确定中心距a和V带基准长度Ld0.7(djd2)乞a0辽2(d1d2)378=0.7(140400)ma0乞2(140400)=1080则初取中心距a0=420mm江(d2-dj2初算V带的基准长度L。=2玄-(d1d2)224a2兀(400140)=

7、2420(140400)1764.97mm24X460查教材P212,表13-2,对A型带选用Ld=1800mm再计算实际中心距a：a05士=4201800一1764.97=437.52mm，取a=460mm2一验算小带轮上包角冷：1=180色dl57.3=180-400-14057.3=147.61120合适。a460确定V带根数由d1=140mm，n1=960r/min，查教材P214,表13-3，A型单根V带所能传递的基本额定功率P0=1.42kW,；查教材P217,表13-6，功率增量P0-0.36kW;查表13-7，包角修正系数K二0.91；查13-2，带长修正系数Kl-1.01FC

8、_Pc二Z_Ip。厂P。P。K：Kl5.41.420.360.911.01一3.3取z4根确定初拉力F0由表13-1，得q=0.1kg/mzvla2qv5005.4荃“0.16.642=185.13N46.640.91确定作用在轴上的压轴力Fqa1147.61sFq=2zF0sin=24185.13sin1422.23N22带轮结构和尺寸由Y132M2-6电动机知，其轴伸直径d=38mm长度L=80mm故小带轮轴孔直径d0二38mm，毂长应小于80mm由机械设计手册，表14.1-24查得，小带轮结构为实心轮。大带轮直径d2=400mm.350mm，选用轮辐式齿轮传动设计选择齿轮材料及确定许用应

9、力小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为197286HBS；hiim1580MPa,fe=450MPa（表11-1）。大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为156217HBS,二h佃2=375MPa，二fe=320MPa（表11-1）由教材P171,表11-5，取SH=1.0，SF=1.25Hlim1580Sh-1.0Hlim2375SH1.0二FE1450Sf1.25FE2320Sf1.25=360MPa=256MPaL，F1F2；H14二580MPa=375MPa按齿面接触疲劳强度设计查教材P169,表11-3，取载荷系数-1.1;查教材P175,表11-6，宽度系数；=1.0。小齿轮上的

10、转矩6Pt6=9.5510一=9.551042351.2810Nmm320.0查教材P171,表11-4，取Ze=162.0小齿轮分度圆直径d131J%2KT1u+12eZ32x1.1x1.28x105”2.8+162x2.5：102.8i580丿=57.369mm齿数取Z1=26，117则Z2=4.4926-117。故实际传动比26=4.5（误差为0-2%5%模数m=也二57.369二2.5mm26Zi齿宽查教材P57,表4-1取m=2.5mmb=dd1-1.057.37=57.37mm，取b?=60mm，d=65mm实际中心距d1d265292.5a=179mm=262.5=65mm，d2

11、=z2m=1172.5=292.5mm验算轮齿弯曲强度齿形系数Yf&=2.75（图11-8）Ysa1=1.58（图11-9）2小1$1伦1bm2z1F2=F1YFa2=2.25YSa2-1.82521.51.28102.752.25=254MPa_!：F1丄256MPa57.372.5226丫心254Uh着h239Mpa42S60Mpa，安全。丫Fa1YSa1JId1n1齿轮的圆周速度对照教材P168,表11-2可知选用9级精度是合宜的。齿顶咼ha二*ham=1.02.5=2.5mm齿根高hf=h；c*m=1.00.252.5=3.125m小齿轮齿顶圆直径da1二d12ha=6522.5=70

12、mm齿根圆直径df1二d_!-2hf二58.75mm大齿轮齿顶圆直径da2-：d22ha=292.522.297.5mm齿根圆直径df2:d2-2hf-287.5mm60100060000v二3.1465珈跖“仆冷三、轴的设计与校核输入轴最小直径的设计和作用力计算小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为197286HBS;按扭转强度初步设计轴的最小直径选择45号钢，调质处理，HBS217255二B=650MPa,；S=360MPa,二j=300MPa（教材P241，表14-1）查教材P245,表14-2，取C=110I轴di_C3Pl=11034.3225.60mmn】V342.86考虑键槽d=

13、25.601.026.88mm选取标准直径d二30mm（即d1=30mm）以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均有轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：dr=65mm作用在齿轮上的转矩为：人工120.34Nm圆周力：/OOOTi=2000I2。.34。？.*”d165径向力：=Fttan：=3702.8tan20=1347.7N输入轴的结构设计与校核为了满足大带轮的轴向定位要求，如上图，A-B

14、轴段右端制出一轴肩，故取B-C段直径dB匕=35mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D二40mm.初步选择滚动轴承因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟轴承。据机械设计课程设计定出滚动轴承型号6208。其尺寸为dDB=40mm80mm18mm。故取dc_D=dG上=40mm，而因为在齿轮与轴承之间要加上甩油环，取油环宽度为15mm又轴应比轴承与甩油环长度之和稍短(轴不露头)，故LC_D二LG上=30mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由h=(0.070.1)d取h=3.5mm，故取dF卫=47mm。左边甩油环采用轴肩定位，故取轴段D-E直径dD_E=dF二47mm，Ld_e=

15、7mm，轴E-F段为齿轮轴上齿轮的位置，齿宽b65mm，齿顶圆直径da1=70mm。据机械设计课程设计设计轴承盖尺寸结构以及轴的结构设计，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取LB_=70mm。轴上零件的周向定位齿轮，小齿轮与轴的周向定位均采用平键连接，由教材P156,查表10-9，按dA_=30mm，查得A型平键为：bhL=8mm7mm36mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M&计算轴上的载荷确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距652715=109mm。根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩

16、图中可以看出截面C是轴的危险截面。截面C处的支反力F：水平面H上：Fha=Fh；=37：8=1851.4N22垂直面V上：Fva二巳=伯47.7=673.85N，fvb匕一空卩一673.85N2222弯矩M水平面H上：L0.109KlMH=Fha1851.4101.0N/m22垂直面V上：MV1=FvaL=673.850109=36.72N/m22L0.109Mv2二Fvb673.8536.72N/m22总弯矩：M1=.MHM=101.0236.722=107.46N/mM2mHM：2二.101.02：【：i-36.722=107.46N/m轴传递的转矩d10.065T=Ft=3702.812

17、0.3Nm22按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。IfM匚订YJm2十（订）2”r根据式二询丿+4亦J二W兰及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取:-0.6轴的计算应力：M12：T21J107.462+（0.6咒120.3丫=22.2MPa弋l=60MPa0.1d3故安全。输出轴最小直径的设计和作用力计算大齿轮选用45号钢（正火），齿面硬度为156217HBS按扭转强度初步设计轴的最小直径二Hiim2=375MPa，-Fe=320MPa（表11-1）n轴一C3“=11034.11=37.76mm制76.36考虑键

18、槽dn=37.761.07=40.40mm选取标准直径dn=45mm轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式为脂润滑，有甩油环，齿轮一面用轴肩定位，另一面用甩油环定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以甩油环定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和联轴器依次从右面装入。求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：作用在齿轮上的转矩为:d_=292.5mmT二513.63Nm圆周力:F20O0L=2000513.63512Ndi292.5径向力:二Fttan：-3512.8ta

19、n20=1278.3N输出轴的结构设计与校核查标准GB/T5014-2003,选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250Nm。半联轴器的孔径d1=45mm，故取dA_B=45mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。为了满足半联轴器的轴向定位要求，如上图，A-B轴段左端需制出一轴肩，故取B-C段直径dBX=50mm；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径去挡圈直径D=50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L84mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故A-B端的长度应比L1略短一些，现取La_b=82mm。初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承

20、。据机械设计课程设计，表定出滚动轴承型号为6211。其尺寸为dDB=5510021mm。故取dC_d-dG_y=55mm，左，右端滚动轴承皆米用甩油环进行轴向定位，取甩油环宽度15mm故LF=34mm，LC_D=46mm。取安装齿轮处的轴端D-E的直径dD_=60mm，齿轮的左端与左轴承之间采用轴肩定位，轴肩搞h0.07d，取dE_F=65mm，Le_f=10mm。已知齿轮轮毂的宽度为60mm为了是甩油环端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取LD_=67.5mm轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，据机械设计手册，按dD上=60mm查得A型平键为bhL=18m

21、m11mm56mmH7同时为了保证齿轮与轴配合良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为k6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为M6轴上的载荷确定轴承的指点为位置，简支梁的轴的支承跨距L=57.510231107.5mm。根据轴的结构图作出轴的计算简图，再作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。截面C处的支反力F：F3512水平面H上：Fha=Fhb1756N22Fr1278.3Fr1278.3垂直面V上：Fvar639.15N，Fvbr639.15N22221 弯矩M01075水平面H上：Mh=Fha175994.5

22、5N/m2L0.1075“垂直面V上：MV1=Fva639.1534.35N/m2201075MV2二Fvb639.1534.35N/m2总弯矩：M1MHM=94.55234.352=100.66N/mM2*mHM：2二J94.552-34.352=100.66N/m轴传递的转矩d1292.5T=Ft=3512513.63Nm22按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大的弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据式ca24T2W2W74I及以上数据和轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取:-=0.6轴的计算应力:-ca=16.78MPa：J丨-60MPa=E%T)=J

23、l00.662+(0513.63)20.1d3故安全。四、轴承、键、联轴器的选择与校核轴承的选择与校核初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查机械设计手册定出滚动轴承型号列表如下：轴号轴承型号基本尺寸mm基本额定载荷dDBCr/kN1620840801829.526211551002143.2根据条件，轴承预计寿命10年300天16小时=48000小时I轴的轴承使用寿命计算小齿轮轴承型号选用6208，查得Cr=29.5kN,Fr=611.32Nni=342.86r/min,fp=1.0

24、,ft=1,3径向当量动载荷：P=Fr=611.32N10.-“汉29.5灯000.3、1.0x342.86丿=30963319h48000hi轴承的寿命：L106ftC106_60nfPP-60342.86故满足寿命要求。n轴的轴承使用寿命计算大齿轮轴承型号选用6211，查得Cr=29.5kN,Fr=1512.5Nni二76.36r/min,fp=1.0,10径向当量动载荷：P=Fr=：1512.5Nn轴承的寿命:Lh10610660n6076.3610-仆291000丫3=16194348000h1.01512.52. 故满足寿命要求。键的选择计算与强度校核i轴上的键：查手册，选用A型平键

25、。Ft=3702.8N,Bp=100MPaA键键宽b=8mm,键高h=7mm,键长L二36mm,k=0.5h根据式；p二互23702.8=67.9MPa:：:100MPapkL0.5汉7汽36故键强度符合要求n轴上的键：Ft=3512NAi键键宽b1=18mm,键高h=11mm,键长L56mmA2键键宽b2=14mm,键高h2=9mm,键长L2二70mm2F+2y-3512根据式-p122.8MPa：l00MPapk1L10.5汉11汉56据教材P182知：当齿顶圆直径dae；m由结构确定；D4=D-（1015）mm；D5=Db-3d3；D6=D-（24）mmdi、bi由密封尺寸确定；b=51

26、b,h=（0.81）b小轴轴承端盖：由d3=8mrpD=8bmm可知：Db=10bmmD4=66mmD2=120mme=9.6mm,D5=76；大轴轴承端盖：由d3=8mrpD=1bbmm可知：db=9mmDb=12bmmD2=14bmme=9.6mm,e19.6mm,D4=76mm,D=96mm,D=98mm1. 视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。查手册，据A=12bmmd4=8mm则A1=A+（56）d4,取Ai=160mmA2=（A+A）/2=140mm；Bi=箱体宽-（1520）=80mm则B=Bi-（56）d4=4

27、0mmB=（B+B）/2=60mm;取R=8mm，h=4mm，?=4mm。2. 油标用来指示箱内油面的高度，应设置在便于检查和油面较稳定处。查机械设计课程设计油尺在减速器上安装，采用螺纹连接。油尺上两条刻线的位置，分别对应最高和最低油面。据手册，选择d=M12，d1=4mm，d2=12mm，d3=6mm,h=28mm,a=10mm,b=6mm,c=4mm,D=20m1m=,1D6mm。3. 放油孔和螺塞为排了将减速器箱体内污油排放干净，应在油池的最低位置处设置放油孔，放油孔应安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油。平时放油孔用螺塞堵住，并配有封油垫圈。查机械设计课程设计，选择d=M161

28、.5系列。4. 启盖螺钉5. 为防止漏油，在箱座与箱盖接合面处涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶定位销对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。定位销直径d=（0.70.8）d2，故取d=8mm。轴承盖螺钉轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作定位销：安装连接用，据手册，表14-10等可查得。d=8mm参考文献：1 机械设计手册编委会机械设计手册.齿轮传动M第4版.北京：机械工业出版社，2007.3机械设计手册编委会.机械设计手册.带传动和链传动M.第4版.北京：机械工业出版社，2007.2机械设计手册编委会机械设计手册.滚动轴承M第4版.北京：机械工业出版社，2007.3杨可桢，程光蕴，李仲生机械设计基础M第五版.北京：高等教育出版社，2006.5龚溎义机械设计课程设计指导书M第二版.北京：高等教育出版社，1990.4龚溎义.机械设计课程设计图册M.第三版.北京：高等教育出版社，1989.5卜炎.机械传动装置设计手册M.第一版.北京：机械工业出版社，1998.12