一级直齿圆柱齿轮减速器--机械设计基础课程设计计算说明书资料

南京工业大学机械设计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目录一．设计任务书……………………………………………………………………………·1二．传动系统方案的拟定………………………………………………………………1三．电动机的选择…………………………………………………………………………1四．传动比的分配…………………………………………………………………………2五．传动系统的运动和动力参数计算……………………………………………3六．传动零件的设计计算………………………………………………………………4七．减速器轴的设计………………………………………………………………………8八．轴承的选择与校核…………………………………………………………………15九．键的选择与校核………………………………………………………………………17十．联轴器的选择…………………………………………………………………………19十一．减速器润滑方式，润滑剂及密封装置…………………………………19十二．箱体结构的设计…………………………………………………………………20十三．设计小结……………………………………………………………………………22十四．参考文献……………………………………………………………………………23设计与计算过程演示结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。硬齿面、按照工作机功率计算。2、原始数据输送带轴所需扭矩T=650N输送带工作速度=0.85m/s输送带滚筒直径d=350mm减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：1：V带；2输送带；3：圆柱齿轮减速器；4：联轴器；5：电动机；6滚筒带式输送机由电动机驱动。电动机5将动力传到带传动1，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒6，带动输送带2工作。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。1、电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率F=2T/D=2*650/0.35=3714NKWFvPw16.310008.237141000KWPw16.3设：η1—联轴器效率=0.99；η2—闭式圆柱齿轮传动效率=0.97η3—V带传动效率=0.96η4—对轴承效率=0.98η5—输送机滚筒效率=0.96由电动机至运输带的传动总效率为8500.096.098.096.097.099.0ηηηηηη2524321工作机所需电动机总功率KWPw72.38500.016.3ηPr由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm≥Pr条件的电动机额定功率mp应取为4KW2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速min/4.4635014.385.0100060π100060rDvnw额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即min/3000r、min/1500r、min/1000r、min/750r。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如无特殊要求，通常选用同步转速为min/1500r或min/1000r的电动机。选用同步转速为min/1000r的电动机，对应于额定功率Pm为4KW的电动机型号应为Y132M1-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为：电动机型号：Y132M1-6额定功率：4KW同步转速：1000r/min满载转速：960r/min总传动比：20.69电动机中心高H=132mm，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比69.2046.4960wmnni8500.0KWPr72.3min/4.46rnw电动机型号Y132M1-669.20i12.41带i02.52齿i由传动系统方案，分配各级传动比69.2002.512.42齿1带iii五、传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有四轴，分别为Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：①Ⅰ轴（电动机轴）：min/9601rnnmKWPPr72.31mNnPT.3796072.395509550111②Ⅱ轴（减速器高速轴）min/23312.4960112rinnKWPP5712.396.072.3η1212mNnPT.37.1462335712.395509550222③Ⅲ轴（减速器低速轴）min/4602.5233223rinnKWPP3948.397.04998.3η2323mNnPT.79.704463948.395509550333④Ⅳ轴（输送机滚筒轴）min/4634rnnKWPP2936.399.03269.3η3434mNnPT.78.683462936.395509550444min/9601rnKWP72.31mNT.371min/2332rnKWP5712.32mNT.37.1462min/463rnKWP3948.33mNT.79.7043min/464rnKWP2936.34mNT.78.6834将计算结果和传动比及传动效率汇总如表轴名功率)(kwP转矩)(mNT转速min)/r（Ⅰ轴3.7237960II轴3.5712146.37233III轴3.3948704.7946IV轴3.2936683.7846六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。1、V带传动已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、中心距、带的长度、带的根数、初拉力0F和作用在轴上的载荷qF。①计算功率Pc由书表6-6查得AK=1.2,故KWKWPKPAc2854.45712.32.1②选取V带型号根据Pc=4.29KW和小带轮转速min/9601rn,由书图6-9可知，工作点处于A型区域，故选择A型带。③小轮基准直径1dd和大轮基准直径2dd由书表6-6并参考表6-4，取1dd=80mm，则从动轮直径为mmidddd6.3298012.412由书表8-4取2dd=335mm。④验算带速,/25/02.4/1000608096010006011smsmsmdnvd合适KWPc29.4mmdd801mmdd3352smv/02.4⑤初定中心距0a因)(7.0)(221021ddddddadd先根据结构要求，取0a=600mm。⑥初算带的基准长度L0021221004)()(22addddaLddddmm6004)80335()33580(260022mm97.1878由书表8-1，选取带的基准长度dL=1800mm。⑦实际中心距中心距a可调整，则mmmmLLaad5.560218971800600200⑧小带轮包角012013.57180adddd003.575.560803351800012084.153，能满足要求。⑨单根V带所能传递的功率由min/9601rn、mmdd801和A型V带，查书表6-5，用插值法得0P=0.62KW。⑩单根V带传递功率的增量0P查书得：0P=0.11KW。⑪计算V带的根数LcKKPPPz)(00由小带轮包角84.153查表得Kα=0.926；由基准长度mmLd1800及A型V带查书表13-3得KL=1.01，故0a=600mmdL=1800mmmma5.56084.1531小带轮包角合适0P=0.62KW0P=0.11KW18.701.1926.0)11.062.0(29.4z取z=8根。所采用的V带为A-1800×8.⑫作用在带轮轴上的力求单根V带的张紧力NqvKzvPFc20)15.2(500查书表13-7得A型带mKgq/10.0，故NNF99.11402.410.0)1926.05.2(02.4829.450020所以作用在轴上的力为NzFF1.1792284.153sin99.114822sin2010∑2、齿轮的设计㈠齿面接触强度计算①确定作用在小齿轮上的转矩T1mmNmNT311036.15736.157②选择齿轮材料、确定许用接触应力H。根据工作要求，采用齿面硬度350HBS。小齿轮选用45钢，调质，硬度为260HBS；大齿轮选用45钢，正火，硬度为220HBS。由书P130表7-5的公式可确定许用接触应力H：小齿轮MPaMPaHBSH562)2607.0380(7.03801大齿轮MPaMPaHBSH534)2207.0380(7.03802③选择齿宽系数d：由书P250选取0.4。④确定载荷系数K：查书P226得K=1.4⑤计算中心距a321)1(48HaiKTiamm3235344.073.41036.1574.1)173.4(48mm05.204z=8NF99.1140NF1.1792∑mNT36.1571⑥选择齿数并确定模数取1142473.4,24121izzz则mmmmzzam96.21142405.2042221取标准模数（书P201），mmm3⑦齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径mmmmmzd7224311mmmmmdda78)3272(211大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径mmmmmzd342114322mmmmmdda348)32342(222中心距mmmmdda207234272221大齿轮宽度mmabd8.822074.02小齿轮宽度因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般1b比2b宽些，取mmbb8.87521⑧确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度smsmndv/773.0/6000013.2057214.36000011根据工作要求及圆周速度，由书P251表11.20选用8级精度。㈡轮齿弯曲强度验算①确定许用弯曲应力根据表9-7查得MPaMPaHBSF192)2602.0140(2.01401MPaMPaHBSF184)2202.0140(2.01402②查齿形系数FY，比较/[]FFY小齿轮241z,由P229表11.12查得FY=2.69；大齿轮1142z，由P229表11.12查得FY=2.18。1142421zz，mmm3mmd721mmda781mmd3422mmda3482mma207mmb8.822mmb8.871smv/773.0MPaF1921MPaF1842014.019269.211FFY012.018418.222FFY因为11FFY22FFY,所以应验算小齿轮