一级圆柱齿轮减速器设计

机械基础课程设计计算说明书设计题目：一级直齿圆柱齿轮减速器学院:______海洋学院班级：_____食品本111学号：_____**********设计者:____**********_指导老师：_______*****_2014年05月20日目录第一章：设计任务书1第一章设计说明书1.1设计题目用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。传动装置简图如下图1所示图1题目原始数据：物理量参数运输带主动轴所需力矩N.m运输带工作速度v（m/s）卷筒直径D/mm第8组9000.753201.2已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°C；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年大修一次，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；5）运输带速度允许误差：±5％；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。21.3设计工作量1）完成手工绘制减速器装配图1张（A1）（手绘）；2）编写设计计算说明书1份。4、设计主要内容1）基本参数计算：传动比、功率、扭矩、效率、电机类型等,；2）基本机构设计：确定零件的装配形式及方案（轴承固定方式、润滑和密封方式等）；3）零件设计及校核（零件受力分析、选材、基本尺寸的确定）4）画装配图（总体结构、装配关系、明细表）；5）写设计说明书第二章选择电动机2.1选择电动机类型按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。2.2选择电动机容量运输带的有效拉力：)(56251000/3209002D2NNTF工作机功率：)(22.4w100075.05625w1000KwKKFVPw传动装置总效率：542321ηηηηηη=按《简明机械零件设计实用手册第二版》表1-15确定各部分效率为:闭式齿轮传动效率为97.0η1；V带传动效率为95.0η2；一对滚动轴承（球轴承）的效率为99.0η3；3齿轮联轴器效率为99.0η4（暂定齿轮精度为8级）；传动卷筒效率为96.0η5=代入得总传动比：86.096.099.099.095.097.0ηηηηηη2542321所得电动机功率:kWkWPPwd91.486.022.4η卷筒轴工作转速：min)/(76.44min/r32075.0100060π100060rDvnw综合考虑各种设计要求，查《简明机械零件设计实用手册第二版》表4-3可选Y系列三相异步Y132M2-6型，额定功率KWPd5.5=,均满足电动机额定功率edP略大于dP。Y132M2-6电动机数据和安装尺寸额定功率/kW5.5电动机外伸直径D/mm38满载转速/(r/min)960电动机外伸轴长度E/mm80起动转矩/额定转矩2.0电动机中心高度/H/mm1322.4传动比分配总传动比：45.2176.44960wmnni取V带传动比41i（V带传动比4~2i），由36.5445.21221iiiii。第三章计算传动装置的运动和动力参数计算3.10轴：（电动机轴）mNnPMrnnkWPPmed71.549605.595509550min/9605.50000043.2Ⅰ轴：（减速器高速轴）--从0轴到Ⅰ轴，经过V带传动和1个联轴器mNnPMrinnkWPP11.20824023.595509550min/240496023.595.05.5η1111011013.3Ⅱ轴：（减速器低速轴）--从Ⅰ轴到Ⅱ轴，经过一对联轴器，一对齿轮传动,一对齿轮啮合传动mNnPMrinnkWPP35.108178.4407.599509550min/78.4436.524007.598.099.023.5ηη22221231123.4Ⅲ轴：(传动卷筒轴)—从Ⅱ轴到Ⅲ轴经过一对轴承，一个联轴器mNnPMrinnkWPP93.105978.4497.499509550min/78.4436.524097.499.099.007.5ηη2222124123将上述计算结果列表如下：输入功率（kw）转速（r/min）输入转矩（Nm）传动比传动效率0轴（电动机轴）5.596054.7140.95Ⅰ轴（减速器高速轴）5.23240208.115.360.9405Ⅱ轴（减速器低速轴）5.0744.781081.3510.9702Ⅲ轴（滚动轴）4.971059.93参数轴名5第四章V带的设计1)计算设计功率根据V带的载荷平稳，两班制工作（16小时），查《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表10-22可知：2.1~1AK，取2.1AK,即：kwPKPedAd6.65.52.12)选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮带速n1,按照《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表图11-3，得140~112dd，应选择A型V带。3)确定带轮的基准直径并验证带速a)由《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-11c查得，小带轮基准直径为mm180~75（mmd75min）根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-13，取min125dddb)由mmdddi500412542121，根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-14，取5002d。c)带速：smndv/93.510006096011810006011满足smvsm/30~25/5，故带速验算合适。4)确定中心距离、带的基准长度并验算小带轮包角a)中心距离：2102127.0ddadd50012525001257.00a12505.4370a选取mma6000。b)带的基准长度：mmaddddaLd34.2240600450012550012526002422202212100查《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-2取mmLd2240c)实际中心距离：mmLLaadd17.6002224034.2240600200d)小带轮包角：6ooooooadda12020.14417.6007.531255001807.53180121小带轮包角符合要求。5)确定带的根数Za)由mmd1251,min/9600rn,根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-11c查得，单根V带基本额定功率kwP37.11。b)由min/9600rn，41i和A型带，根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）查得额定功率增量kwP11.01。c)根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-8，根据o20.1441，查得90.0Kd)根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-10查得，06.1LKe)根数62.406.191.011.037.16.611LdKKPPPZ,整圆为5根。6)单根V带的预紧力根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表11-9查得mkgq/105.0，预紧力NqvzvPKFd55.20193.5105.093.556.619.05.250015.25002207)计算轴压力NZFFr94.1917220.144sin555.20122sin20第五章齿轮的设计5.1.1齿轮材料、热处理及精度：a)因载荷皮革纹，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，故选用8级精度。7b)考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。c)材料：小齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为280HBS，硬齿面。大齿轮选用45号钢（调质），齿面硬度为250HBS，软齿面。d)在闭式传动中，取小齿齿数通常为Z1=20~40：取Z1=30，则：Z2=i1×Z1=5.36×30=160.8取：Z2=161。5.1.2按齿面接触强度确定参数小齿轮传递的扭矩：mmN51102.08mN208.11M5.1.3选择齿宽系数Ψd根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表10-21查得齿宽系数4.1~8.0d，取2.1d。5.1.4确定载荷系数K根据《简明机械零件设计实用手册》（第二版）表10-22，查得2.1~1k，由于齿轮对称布置，所以取K=1.1。5.1.5接触疲劳极限MPaH6201lim，MPaHlin58025.1.6应力循环次数N:一年按365天计算，一天两班制16小时，故816365××=hL所以8hⅡ11073.6163658124060jL60nN88121068.141073.6uNN5.1.7接触疲劳强度寿命系数HNK:92.01=HNK,92.02=HNK;8最小安全因素：SHlim=1则接触疲劳许用力为:MPaSHHP6201620min1lim1MPaSHHP5801580min2lim2计算式时取最小值，[σH]=580MPa小带轮直径：)(33.684142.11008.21.15806711671d3523121mmuuKTdH圆周速度：smsmdnv/6/86.010006033.6824010006011，故该齿轮选用8级精度。14.模数28.23033.6811zdm标准模数应大于或等于计算出的模数选取标准模数m=3mm15.分度圆直径dmmmzd9030311mmmzd48316132216.中心距mmdda5.286)48390(21)(212117.齿轮密度b大齿轮mmdbd108902.112小齿轮mmbb118-113)10~5(21取mmb113118.其他尺寸计算（正常齿轮1ah25.0C）齿顶高mmmhhaa331齿根高mmmChhaf75.3325.03全齿高mmmChha75.63)5.012()2(9齿顶圆直径mmhddaa963290211mmhddaa11932113222齿根圆直径mmhddff5.8275.3290211mmhddff5.10575.3211322219齿根校核齿根弯曲疲劳强度校核公式FPFFYbmdkT112①齿形系数图10-268.31FY92.32FY②弯曲疲劳极限应力MPaFl2401minMPaFl1802min（图10-4）③弯曲疲劳寿命系数NY6311031073.6N1,11031068.121682NNYYN弯曲疲劳强度最小安全系数1limFS弯曲疲劳许用应力MPaYSNFFlFP240112401min1min1MPaYSNFFlFP180111802min2min2齿轮弯曲疲劳强度校核15111175.5768.39031031008.21.122FPNFMPaYbmdKT25211252.6192.39031031008.21.122FPNFNMPaYbmdKT因此齿轮齿根的抗弯强度是安全的。第六章轴系结构设计106.1.1高速轴的轴系结构设计(一)高速轴的设计1)轴的材料和热处理选择45号钢（调制），查表得其许用弯曲应力MPa601，107~118A，取110A。2)初步计算轴的直径由之前的计算可知：kwP23.