一级圆柱齿轮减速器说明书

机械设计课程设计设计说明书课题名称一级圆柱齿轮减速器专业机电一体化技术姓名学号学期2013年第一学期2目录一课题题目及主要技术参数说明1.1课题题目及主要技术参数1.2传动系统工作条件1.3传动系统简图二电动机选择及传动比分配2.1工作机效率2.2总效率计算2.3所需电动机功率2.4电动机功率2.5电动机转速2.6电动机转矩三V带传动3.1确定计算功率3.2确定V带型号3.3确定带轮直径3.4确定带长及中心距3.5验算包角3.6确定V带根数Z3.7确定粗拉力F03.8带轮轴所受压力Q3四齿轮的设计计算4.1齿轮参数设计计算4.2齿面接触疲劳强度设计计算4.3齿轮的主要尺寸4.4齿轮的结构设计五轴的设计计算5.1轴的材料5.2轴尺寸设计计算5.3轴的结构设计六轴承、键和联轴器的选择6.1轴承的选择及校核6.2键的选择计算及校核6.3联轴器的选择七减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算7.1润滑的选择确定7.2密封的选择确定7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算参考文献4第一章课题题目及主要技术参数说明1.1课题题目及主要参数带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。输送带的最大有效拉力F=2.0kn速度V=1.8m/s，输送机滚筒直径D=500mm。1.2传动系统工作条件带式输动机工作时单向运转，双班制工作（每班工作10），要求减速器设计寿命为10按300天计算)三相交流电源的电压为380/220V。1.3传动系统简图带式输送机传动系统简图2动力运动参数计算2.1减速器结构封闭卧式结构5第二章电动机选择及传动比分配2.1工作机的功率pw=fv/1000=2000x1.8/1000=3.6kw2.2总效率==0.96×0.98×0.99×0.94×0.99×0.99×0.99=0.8582.3所需电动机功率kw2.4858.0/6.3/pd总wp查《机械零件设计手册》得Ped=4.2kw电动机选用Y132s-4n满=1440r/min2.4转速n计算滚筒的转速：min/4.76450*14.31000*60*8.11000*60*rdvn电动机n=满n=1440（r/min）高速轴n=电动机n/带i=满n/带i=1440/3.77=382（r/min）低速n=高速n/齿i=382/5=76.4（r/min）连轴器n=低速n=76.4（r/min）2.5功率P)(20.40kwPPd)(032.40.9624.01kwPP带)(913.0.990.980324.12kwPP轴承齿轮)(833.0.990.9991.323kwPP轴承联轴器62.6转矩T27.85/1440204.9550/9550000nPT(N﹒m)高速轴75.100382032.495501195501NPT低速轴75.4884.7691.395502295502NPT联轴器495.610.990.9975.48823齿带轴承联轴器iTT将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/(r.min-1)/(N﹒m)i04.20144027.853.770.9614.032382100.7523.9176.4488.7550.9733.9176.4495.610.98第三章V带传动设计3.1确定计算功率计算及说明查表得KA=1.4，则PC=KAP=1.4×5=7KW3.2确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据PC=7KW及n1=382r/min，查图确定选用B型普通V带。73.3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径范围为160-200mm，选择dd1=160mm。（2）验算带速v=10006011ndd=600001440160=12m/s5m/s＜v＜25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2=idd1（1-ε）=3.77×160×（1-0.02）=600mm3.4确定带长及中心距（1）初取中心距a02102127.0ddddddadd得532≤a0≤1520，根据总体布局，取a0=800mm(2)确定带长Ld：根据几何关系计算带长得0221210422addddaLdddddo=8004600160600160280022=2853.5mm根据标准手册，取Ld=2900mm。(3)计算实际中心距2L-Ld0d0aa=22853.5-2900800=823.25mm3.5.验算包角3.57180121adddd=3.5725.823160-600180=151.72°＞120°，包角合适。3.6.确定V带根数ZZ≥LcKKPPP)(00根据dd1=160mm及n1=1440r/min，查表得P0=3.15KW,ΔP0=0.46KW8中心距a=823.25mm包角α=151.72包角合适Kα=)51(25.118072.151=0.915KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024则Z≥024.1915.046.015.37=2.071，取Z=23.7.确定粗拉力F0F0=5002)15.2(qvKvZPc查表得q=0.17㎏/m,则F0=50021817.0)1915.05.2(2187=213.716N3.8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin21=2×2×213.71×sin272.151=847N第四章齿轮的设计计算4.1择齿轮类型，材料，精度，及参数①选用闭式斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）②选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质，220230HBS；大齿轮材料取为：45号钢,正火处理，180190HBS③选取齿轮为8级的精度（GB10095－1998）齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm④初选螺旋角12④选小齿轮的齿数301z；大齿轮的齿数5*302z=1504.2按齿面接触疲劳强度设计9①中心距2133051HaKTauu式中：limHHHS查《机械设计基础》图7-26式中：lim460HMPa；查表7-5：1.1HS查表7-4：1.1k；齿宽系数取：0.3a②计算模数25.21503012cos*225*221cos2mnzza查表7-1取模数标准值2.54.3齿轮的主要尺寸分度圆：D1=mz1=2.5*30=75(mm)D2=m*z2=2.5*150=375中心距a=1/2（D1=D2）=1/2(75+375）=225(mm)大齿轮宽度：b2=d*D1=1*75=75小齿轮宽度：b1=75+5=80齿顶圆直径：齿顶圆直径ad由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25)(805.2)1230(221111mmmhZhddaaa)(3805.2)12150(222222mmmhZhddaaa齿距P=2.5×3.14=7.85(mm)齿根高)(125.3mmmchhaf齿顶高)(5.25.21mmmhhaa齿根圆直径fd4.4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关尺寸计10算如下：轴孔直径d=45)(mm轮毂直径1D=1.6d=1.6×44=70)(mm轮毂长度)(752mmBL轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8轮缘内径2D=2ad-2h-20=380-2×4.5-2×8=355(mm)腹板厚度c=0.32B=0.3×75=22腹板中心孔直径0D=0.5(1D+2D)=0.5(70.4+355)=212.7(mm)腹板孔直径0d=0.25（2D-1D）=0.25（355-70.4）=71.15(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25结果第五章轴的设计计算5.1轴的材料由《机械零件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217～255b=650MPas=360MPa1=280MPa5.2轴尺寸的设计计算按照扭转强度初步设计轴的最小直径主动轴1d=c113nP=1103822.43=2511从动轴2d=c223nP=1104.7691.33=45考虑键槽1d=24.34×1.05=24.507考虑键槽2d=41.4×1.05=45选取标准直径1d=25mm选取标准直径2d=45mm5.3轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。5.31高速轴轴两轴承支点间的距离：111222LBB，式中：1B―――――小齿轮齿宽，b1=80mm1――――――箱体内壁与小齿轮端面的间隙，112mm2―――――――箱体内壁与轴承端面的距离，210mmB―――――轴承宽度，选取6308型深沟球轴承，查表13-3，得到23Bmm得到：L1=125mm带轮对称线到轴承支点的距离322322BBLllk式中：2l―――――轴承盖的凸缘厚度，232lmm（212245822205101023321.21.2*810lcctBtd）3l―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，315lmmk―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得5.3k3B――――带轮宽度，b3=80mm得到：L2=138.3小齿轮受力分析圆周力：224478.92104000*21TFN径向力：34.83175.10cos2022441TanFRN轴向力：2244tan10.75=426N12水平面：HAR=HBR=0.5tF=0.5×2244=1122)(N垂直面：VAR=VBR=0.5rF=0.5×831.34=415.67)(mN得：3620.8AVRNNfr3808318472057qrr1avbv③作弯矩图水平面弯矩：).(7966271*mmnRMBHCH93170110*qmav垂直面弯矩：).(726071*)71110(m1cvmmnrqav).(93170mmnmmava合成弯矩：).(73023m1cmmn).(79662m2cmmn④作转矩图）（mm.n1041001t5.32低速轴的设计。①选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS＝230240②初步估算轴的最小直径根据教材公式，取0110A，则d3.41③轴的结构设计考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径d=50mm，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为d=44mm两轴承支点间的距离：421222LBB，式中：1B―――――小齿轮齿宽，b2=75mm1――――――箱体内壁与小齿轮端面的间隙，112mm2―――――――箱体内壁与轴承端面的距离，27.5mmB―――――轴承宽度，选取6312型深沟球轴承，查表13-3，得到31Bmm得到：L2=125.5mm2.按弯扭合成应力校核轴的强度。①计算作用在轴上的力13小齿轮受力分析圆周力：99.217992.463505670*22222DTFT径向力：NCOSTANFR6.8072099.21792轴向力：8.41399.21792TANFA②计算支反力水平面：HAR=HBR=0.5tF=0.5×2244=1122)(N垂直面：VAR*142-FR2*71-FA2/400/2=0)(mN得：75.1079AVR75.2726.80775.10792RAVBVFRR③作弯矩图水平面弯矩：).(8284071*mmnRMBHCH垂直面弯矩：).(7666271*m1cvmmnRAV).(193227