一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

目录一、 电动机的选择及其传动比的分配11.1选择电动机11.1.1选择电动机的类型11.1.2选择电动机功率11.1.3选择电动机转速11.2传功比的分配2二、 V带的设计计算32.1确定计算功率32.2选取V带型号32.3确定带轮直径32.5确定带根数42.6确定初拉力42.7计算压轴力4三、 齿轮传动的设计计算53.1选择齿轮材料，并确定许用应力53.2按接触强度初步确定齿轮的主要参数53.3验算齿根的弯曲应力63.4齿轮传动的几何尺寸6四、 轴的初步设计计算6五、 箱体的机构设计7六、 键的设计8七、 轴承的选择8八、 计算轴的强度校核88.1主动轴的强度校核88.2从动轴的强度校核10九、 滚动轴承的寿命计算119.1主动轴承6208寿命计算119.2从动轴承6210寿命计算11十、 联轴器的选择12十一、 参考文献12计算及说明结果一、 电动机的选择及其传动比的分配1.1选择电动机1.1.1选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。1.1.2选择电动机功率 已知工作参数T=305(N·m），=120r/min，由可计算得，工作机所需功率=3.83kw。工作机实际需要的电动机输出功率= 其中 查表得：为V带轮的传动效率为0.96 为滚动轴承的效率为0.99 为直齿齿轮的传动效率为0.97 为联轴器的效率为0.99 故 =4.25kw1.1.3选择电动机转速已知=120r/min按推荐的传动比合理范围，取单级齿轮传动比范围，取V带传动比，则总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为=（7202400）r/min之间查表得符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min,再根据计算出的容量，查表可得下三种适用的电动机型号：方案电动机 型号额电功率/kw电动机转速传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M1-847507209.4233.142Y132M1-64100096012.52.84.53Y112M1-441500144018.83.55.38综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：方案1的电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高，虽然总传动比不大，但因电动机转速低，导致传动装置尺寸较大。方案3电动机转速较高，但总传动比大，传动装置尺寸较大。方案2适中，比较合适。因此，选定电动机型号为Y132M1-6，所选电动机的额定功率=4kw，满载转速=960r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。1.2传功比的分配工作机满载转速n=960r/min,，取，则二、 V带的设计计算2.1确定计算功率 工作机的额定输出功率=4kw查表得=1.1，则=1.1×4=4.4kw2.2选取V带型号按照任务书得要求，选择普通V带根据=4.4kw，=960r/min，查图选取A型普通V带2.3确定带轮直径 =960r/min，=359.5r/min选小带轮直径 由表取=106，验算带速 V=5.3m/s(满足要求)计算从动轮基准直径 =283，取标准值280实际传动比 i=2.642.4定中心距和基准带长初定中心距 0.7（+）2（+） =600计算带长 2+（+）+ =1824 取标准值=1800确定中心距 =588验算包角 = =0.97（符合要求）2.5确定带根数 =0.96 =1.01 =0.11 带的根数z取5根2.6确定初拉力 查表得q = 0.11/m =136N2.7计算压轴力 =1345N三、 齿轮传动的设计计算3.1选择齿轮材料，并确定许用应力小齿轮选用45号钢，调质处理，HB230大齿轮选用45号钢，正火处理，HB200查表齿轮材料的接触疲劳极限应力和弯曲疲劳极限应力分别为 =560MPa，=540MPa =210MPa，=200MPa取=1，则=560MPa,=540MPa =210MPa,=200MPa3.2按接触强度初步确定齿轮的主要参数计算小齿轮传动的转矩 =108.7(N·m)取齿宽系数=1，载荷系数K=1.2，=30，u=3，并取较小的值， =64.8模数m=2.16由表取标准值m=2.5 =3×30=90 =2.5×30=75 =2.5×90=225 =1×75=753.3验算齿根的弯曲应力根据，查表得=2.54，=2.20 =47.12MPa =41.28MPa由于<，<，所以大、小齿轮的弯曲强度足够。3.4齿轮传动的几何尺寸 =2.5×30=75 =2.5×90=225 =150四、 轴的初步设计计算轴选用45号钢，其材料许用扭转应力=35MPa轴最细处直径大轴直径=35.170小轴直径=24.96五、 箱体的机构设计 箱座壁厚=8 箱座凸缘厚度b=12 箱座底凸缘厚度=20箱盖壁度=8 箱盖凸缘厚度=12轴承旁凸台高度h=45凸台半径R=22外箱壁至轴承座端面的距离=43大齿轮顶与内箱壁距离=10小齿端面到内箱壁距离=10上下机体筋板厚度=6.8，=6.8主动轴承端盖外径=112从动轴承端盖外径=130轴承旁连接螺栓M14盖与座连接螺栓M10轴承端盖螺钉M8检查视孔盖螺钉M8定位销M8连接螺栓的间距=150，=190地脚螺栓M18，数量6根六、 键的设计 从动轴外伸端d=38，考虑键在轴中部安装故选键12×8 GB/T10962003，b=12，L=74，h=8，选45号钢。 与齿轮联接处d=55，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键16×10 GB/T10962003，b=16，L=64，h=10，选45号钢。 主动轴外伸端d=28，考虑键在轴中部安装故选键8×7GB/T10962003，b=8，L=74，h=7，选45号钢。七、 轴承的选择考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承根据轴颈值查机械设计基础课程设计指导书选择： 主动轴承6208 （GB/T276-1994）2个从动轴承6210 （GB/T276-1994）2个八、 计算轴的强度校核8.1主动轴的强度校核 =108.7N·m =359.5r/min =75圆周力=2898.67N径向力=1055.03N由于为直齿轮，轴向力=0 L=133垂直面支反力=0.5=527.52N垂直弯矩=0.5×L=35.08N·m水平面支反力=0.5=1449.34N水平弯矩=0.5×L=96.38N·m校核 合成弯矩 =102.6N·m 危险截面当量弯矩 =107.66N·m （取） 许用应力 =2.60MPa<=650MPa 则强度足够。8.2从动轴的强度校核 =303.8N·m =119.8r/min =225圆周力=2700.44N径向力=982.88N由于为直齿轮，轴向力=0 L=136垂直面支反力=0.5=491.44N垂直弯矩=0.5×L=33.42N·m水平面支反力=0.5=1350.22N水平弯矩=0.5×L=91.81N·m校核 合成弯矩 =97.70N·m 危险截面当量弯矩 =133.61N·m （取） 许用应力 =119478Pa<=600MPa 则强度足够。九、 滚动轴承的寿命计算9.1主动轴承6208寿命计算轴承的径向载荷 =1542.36N只承受纯径向载荷的轴承 查表=1.5，=1，则P=2313.54N轴承的基本额定动载荷 C=29.5kN轴承的基本额定寿命用小时=96115.53h （取）预期寿命为：10年，单班制L=10×300×8=24000<轴承寿命合格9.2从动轴承6210寿命计算轴承的径向载荷 =1436.87N只承受纯径向载荷的轴承 查表=1.5，=1，则P=2155.31N轴承的基本额定动载荷 C=35.0kN轴承的基本额定寿命用小时=595765.73h （取）预期寿命为：10年，单班制L=10×300×8=24000<轴承寿命合格十、 联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器电动机选用：Y132M1-6=4.4kwA型普通V带=106 V=5.3m/s=280=600取=1800中心距=588包角= 根数z取5根初拉力=136N压轴力=1345N 小齿轮选用45号钢，调质处理，HB230大齿轮选用45号钢，正火处理，HB200 小齿轮传动的转矩=108.7(N·m) 小齿轮齿数=30模数m=2.5大齿轮齿数 =90=75=22547.12MPa41.28MPa15036=25从动轴外伸端选键12×8与齿轮联接处选键16×10 主动轴外伸端选键8×7主动轴承6208从动轴承6210强度足够强度足够 轴承寿命合格 主动轴承 10年一换轴承寿命合格 从动轴承 10年一换选用弹性套柱联轴器十一、 参考文献 图书类的参考文献1 初嘉鹏、胡建忠·机械设计基础·中国计量出版社，20092 陈立德·机械设计基础课程设计指导书·高等教育出版社，2007