一级圆柱齿轮减速器

设计题目：带式输送机传动装置中一级直齿圆柱齿轮减速器。

设计的主要容：（1）电动机的选择与运动参数计算；（2）齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和连轴器的选择与校核；（6）装配图、零件图的绘制（7）设计计算说明书的编写（8）选择一主要零件完成数控加工设计（9）对一主要零件进行三维建模说明：（8），（9）为任选题目录一、传动方案拟定-------------------------二、电动机的选择-------------------------三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比---四、运动参数及动力参数计算----------------五、V带传动设计---------------------------六、齿轮传动设计-------------------------七、轴的设计-----------------------------八、滚动轴承的选择及校核计算-------------九、键的校核计算---------------------十、联轴器的选择--------------------------十一、润滑与密封---------------------------十二、减速器附件的选择及简要说明----------------十三、箱体主要结构尺寸的计算--------------------一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1 总体布局简图1 带传动2 电动机3 减速机4 联轴器5 转筒6 传送带2工作情况：载荷平稳、单向旋转3原始数据二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2、选择电动机的容量FV工作机所需功率Pw=ηw1000工作机的效率ηw =0.94—0.96对带式输送机取ηw =0.94带入上述得：FVPw＝ηw1000＝1500×1/（1000×0.94）≈1.6KW3.确定电动机的功率：电动机输出功率Po=Pw/η式中η为电动机至滚筒轴的传动装置总效率(1)传动装置的总效率：查表2—2，取V带传动效率η为0.96，滚动轴承（两对）η为0.99，齿轮效率η为0.97，联轴器效率η为0.98 由η总＝η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒＝0.96×0.99×0.99×0.97×0.98＝0.90(2)电机所需的工作功率：PwPo＝η≈1.77KW因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于Po 即可，安表10-1中Y系列电动机技术数据表选取电动机的额定功率Pm为2.2KW(3确定电动机的转速滚筒轴工作转速为；n W=60x1000V/(πD)=60x1000x1/(πx250)=76.39r/min安表2-1推荐的各级传动比围为：V带传动比围i′=2-4,单级圆柱齿轮传动比围:i″=3-5,则总传动比围i′=2x3-4x5=6-20,可见电动机的转速可选围为：n′=i′·n w=(6-20)x76.39=458.34-1527.8r/min符合这一围的同步转速有750r/min和1000r/min三种，为减少电动机的重量和价格，由附表10-1选常用的同步转速为1500r/min的Y系列电动机Y100L1-4,其满载转速n w=1420r/min(3)选用电动机查JB/T9616 1999选用Y100L1-4三相异步电动机，主要参数如下表1-2：三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速n筒=60x1000V/(πD)=60x1000x1/(πx250)=76.39r/mini总＝n电动/n筒＝1420/76.93＝18.62、分配各级传动比i总＝i齿×i带为使V带传动的外廓尺寸不致过大，取V带传动的传动比i带=4，则齿轮传动比：i齿＝i总/i带＝18.6/4=4.65四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电＝1420r/min)nⅠ＝n电/i带＝1420/4＝355(r/min)nⅡ＝nⅠ/i齿＝355/4.65＝76.34(r/min)n筒＝nⅡ＝76.34(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P电＝Po＝1.77KWPⅠ＝Po×η带＝1.77×0.96＝1.7KWPⅡ＝Po×η轴承×η齿轮＝1.7×0.99×0.97＝1.57KWP筒＝PⅠ×η轴承×η联轴器＝1.57×0.99×0.98＝1.52KW3、计算各轴转矩T电＝9550Po/n电＝9550×1.77/1420=11.9N·mTI＝9550PⅠ/nⅠ＝9550×1.7/355=45.73N·mTⅡ＝9550PⅡ/nⅡ＝9550×1.57/76.34=196.4N·mT筒＝9550P筒/n筒＝9550×1.52/76.34=190.15N·m将上述数据列表如下：五、V带传动设计1、选择普通V带截型由表15-8得：kA＝1.2 P电＝2.2KWPC＝KA·P电＝1.2×2.2＝2.64KW据PC＝2.64KW和n电＝1420r/min由图15-8得：选用A型V带2、确定小带轮基准直径由表15-8，表15-4，表15-6，取d d1＝100mm3、确定大带轮基准直径d d2＝i带＝4×100＝400mm4、验算带速带速V：V＝π·d d1·n1/（60×1000）＝π×100×1420/（60×1000）＝7.43m/s带速太高，离心力增大，使带与带轮间的磨檫力减小，容易打滑，带速太低，传动功率一定时所需的有效拉力过大，也会打滑。

一般应使普通V带在5—25m/s围。

在5—25m/s围，带速合适5、初定中心距a00.7（d d1+d d2）≤a0≤2（d d1+d d2）得350≤a0≤1000取a0＝700mm6、确定带的基准长LdLd＝2a0+π(d d1+d d2)/2+(d d2-d d1)²/4a0＝2×700+3.14(100+400)+(400-100)²/(4×700)＝2217.5mm根据表15-2选取相近的Ld＝2240mm7、确定实际中心距aa≈a0+(Ld-L0)/2＝700+(2240-2217.54)/2＝722.64mm8、验算小带轮包角α1＝180°-57.3°×(d d2-d d1)/a＝180°-57.3°×(400-100)/72.64＝156.2°>120°（适用）9、确定带的根数单根V带传递的额定功率.据d d1和n1，查表15-7得P0＝1.32KWi≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查表15-9得△P0＝0.17KW查表15-10，得K α＝0.93；查[1]表15-12得K L ＝0.96 Z ≧P C /[(P1+△P1)K αK L ]＝5.24/[(1.32+0.17)×0.93×0.96] ＝1.98 取Z ＝2根 10、计算轴上压力由表15-1查得q ＝0.11kg/m ，单根V 带的初拉力： F 0＝500ZVPc （2.5/K α-1）+qV ²＝500x 43.7264.2x (2.5/0.93-1)+0.11x5.637.43²＝156.03kN则作用在轴承的压力FQ FQ ＝2ZF0sin(α1/2)＝2×2×156.03sin(156.03°/2) ＝610.7N11、计算带轮的宽度B B ＝（Z-1）e+2f ＝（2-1）×15+2×9 ＝33mm六、齿轮传动设计（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。

选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

设计公式为：d1=①载荷系数K 查表13-8 K＝1.2②转矩TI TI＝45730N·mm③解除疲劳许用应力[σH] ＝σH lim Z N/S H按齿面硬度中间值查图13-32 σH lim1＝600MpaσH lim2＝550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njtn 计算N1＝60×355×1×300×16＝5.11x107N2＝N1/i齿＝5.11x107/4.65＝1.1×107查图13-34中曲线1，得Z N1＝1.05 Z N2＝1.13 按一般可靠度要求选取安全系数S H＝1.0[σH]1＝σHlim1·Z N1/S H min＝600x1.05/1＝630 Mpa[σH]2＝σH lim2·Z N2/S H min＝550x1.13/1＝621.5Mpa故得：[σH]=621.5Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由表13-9按齿轮相对轴承对称布置,取φd＝1.08 Z H＝2.5由表13-10得Z E＝189.82N/mm将上述参数代入下式d1≥＝65.4165.45.6215.28.18908.1457302.1223+⎪⎭⎫ ⎝⎛X x X x x ＝42.68mm取d 1＝50mm⑤计算圆周速度V ＝n I πd 1／（60×1000）＝355×3.14×50／（60×1000）＝0.93m ／sV ＜6m ／s 故取8级精度合适（3）确定主要参数①齿数 取Z 1＝20Z 2＝Z 1×i 齿＝20×4.65≈93②模数 m ＝d 1／Z 1＝50／20＝2.5符合标准模数第一系列③分度圆直径d 2＝Z 2 m ＝20×2.5＝50mmd 2＝Z 2 m ＝93×2.5＝232.5 mm④中心距a＝（d1+ d2）／2＝（50+232.5）／2＝141.25mm⑤齿宽b＝φd d1＝1.08×50＝54mm取b2＝60mm b1＝b2+5 mm＝65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度①齿形因数Y F s查图13-30Y F s1＝4.26 Y F s2＝3.97②许用弯曲应力[σF][σF]＝σF lim·Y N/S F由图13-31 按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa σFlim2 ＝220Mpa由图13-33 得弯曲疲劳寿命系数Y N：Y N1＝1Y N2＝1按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数S F＝1计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1·Y N1/S F＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝σFlim2·Y N2/S F＝220×1/1＝220Mpa校核计算σF1＝2KT1Y FS1/（b1md1）＝2×1.2×45730×4.35/（60×2.5×50）＝63.66Mpa< [σF1]σF2＝σF1·Y FS2/Y F s1＝63.66×3.97/4.26＝57.8Mpa<[σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径dada1 ＝d1+2ha＝60+5＝65mmda2＝d2+ ha＝232.5+5＝237.5mm齿全高hh＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625 mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm齿顶高ha＝ha*m ＝1×2.5＝2.5mm齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝60-6.25＝53.75mmdf2＝d2-2hf＝232.5-6.25＝226.25mm(6)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。