一级齿轮减速器课程设计说明书目 录一、 运动参数的计算.............................................4 二、 带传动的设计 .............................................6 三、 齿轮的设计 ................................................8 四、 轴的设计 ...................................................12 五、 齿轮结构设计................................................18 六、 轴承的选择及计算..........................................19 七、 键连接的选择和校核.......................................23 八、 联轴器的选择 .............................................24 九、 箱体结构的设计 (24)十、 润滑密封设计 (26)*-一．运动参数的计算1．电动机的选型1）电动机类型的选择按工作要求选择Y 系列三相异步电机，电压为380V 。
2）电动机功率的选择 滚筒转速：6060 1.184.0min 0.25v r n D ωππ⨯===⨯ 负载功率:/10002300 1.1/1000 2.52w P FV ==⨯= KW电动机所需的功率为：kw aw d pp η=（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。
）为了计算电动机所需功率d p ，先确定从电动机到工作机只见得总效率a η，设1η、2η、3η、4η分别为V 带传动、闭式齿轮传动（齿轮精度为8级）、滚动轴承和联轴器的效率查《机械设计课程设计》表2-2得 1η=0.95 2η=0.97 3η=0.99 4η=0.993a 123430.950.970.990.990.8852ηηηηη==⨯⨯⨯=II 轴输入功率： 13 4.3280.970.99 2.607II P P KWηη=⋅⋅=⨯⨯=2 III 轴输入功率：4 2.6070.990.99 2.556III II P P KW ηη=⋅⋅=⨯⨯=3（3）各轴的转矩 电动机的输出转矩：1119550/n 9550 2.715/32081.026mT P N ==⨯=⋅9550/n 9550 2.607/83.99296.426mII II II T P N ==⨯=⋅9550/n 9550 2.556/83.99290.627m III III III T P N ==⨯=⋅轴号 转速n/(r/min) 输入功率P （kW ） 转矩T （m N ⋅）传动比i电动机轴 960 2.858 28.431 3 Ⅰ轴 960 2.715 81.0263.81Ⅱ轴 83.99 2.607 296.4261Ⅲ轴83.992.556290.627二．带传动的设计1. 确定计算功率 查课本表8-7得： 1.1A K =1.13 3.3k ca A P k P W =⨯=⨯=,式中为工作情况系数， p 为传递的额定功率,即电机的额定功率.2. 选择带型号根据 3.3ca P =， 1.1A k =,查课本图8-11选用带型为A 型带． 3. 选取带轮基准直径21,d d d d 1）初选小带轮基准直径查课本表8-6和表8-8取小带轮基准直径1100d d mm = 2）验算带速v1100960 5.03/601000601000d m d n V m s ππ⨯⨯===⨯⨯在5～25m/s 范围内，故V 带合适 3）计算大带轮基准直径2113100300d d d i d mm =⨯=⨯= 查课本表8-8后取2315d d mm =4. 确定中心距a 和带的基准长度根据课本式8-20 ，初步选取中心距0500mm a = 所以带长,'d L =1122200()2()1675mm 24d d d d d d a d d a π-+++=查课本表8-2选取基准长度1600d L mm =得实际中心距0160016755046222d d L L a a mm '--=+=+=由8-24式得中心距地变化范围为438~510mm5. 验算小带轮包角1α211180180159d d d d a απ-=-⨯=，包角合适。
6. 确定v 带根数z1）计算单根V 带额定功率r P由1100d d mm =和1n 960/min r =查课本表8-4a 得00.9576k p W = 转速1n 960/min r =，传动比13i =,查课本8-4a 得00.11p kW ∆= 查课本表8-2得0.99L K =查课本表8-5,并由内插值法得K ∂=0.94600()(0.95760.11)0.9460.990.9999r L P P P K K kW α=+∆=+⨯⨯= 2）带的根数3.3 3.300.9999ca r p Z p ===故选Z=4根带。
7.计算初拉力 由8-3得q=0.1kg/m ，单根普通Ｖ带张紧后的初拉力为20min500137.2zvF qv N αα=+=（2.5-K ）（）K 8.计算作用在轴上的压轴力p F101592sin 24137.2sin 108122p F z F N α︒=⨯=⨯⨯⨯=9.V 带轮的结构设计（1）B=（Z-1）t+2s=（4-1）×16+2×10=68mm⑵、小带轮的设计 采用材料HT150铸铁 ∵D 1=100mm ＞3d ，d 为电机轴的直径d=38mm ，且1D ＜300mm ，故采用腹板式。
腹板上不开孔。
a)、部分结构尺寸确定： d 1=1.8d=1.8×38=69mm0.20.26312.6C B mm ==⨯= 1121002 2.5105w a D D h mm =+=+⨯= L=1.8d=1.8×38=69mm ⑶、大带轮的设计由于 D 2=300mm ， 故采用孔板式。
a ）、有关结构尺寸如下： d=38mm; 第I 轴直径 d 1=1.8×38=69mm L=1.8d=38×1.8=69mm2223002 2.5305w a D D h mm =+=+⨯=三.齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）运输机为一般工作状态的机器，转速不高，故齿轮选择8级精度。
（3）材料选择根据课本表10-1：小齿轮材料为40Cr （调质），硬度280HBS 大齿轮材料为45＃钢（调质）HB 2=240大小齿轮齿面的硬度差为280－240=40，是合理的。
当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。
（4）选小齿轮的齿数Z 1=23；则大齿轮齿数Z 2= 1i ⋅Z 1=3.81×23=87.6，去Z 2=8 2、按齿面接触疲劳强度设计由由设计公式（10-9a ）进行试算，即[]213112.32t t d H k T Z d μφμσ⎛⎫+≥⋅⋅ ⎪ ⎪⎝⎭（1）确定公式内的各计算数据 1)、试选K t =1.3；2)、1T 81.026N m 81026N mm =⋅=⋅； 3)、由课本表10-7选取Фd =1；4)、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数Z E =189.8 12MPa5）由图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限lim1600H MPa σ= 大齿轮的解除疲劳强度极限lim2550H MPa σ= 6）由课本式10-13计算应力循环次数811h 11h N 60n jL N 60n jL 603201(2830010)9.2210===⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⨯881229.2210N 2.42103.81N i ⨯===⨯7）由课本图10-19取接触疲劳寿命系数K NH1=0.90，K NH2=0.95 8）计算接触疲劳许用应力去失效概率1%，安全系数S=1，由课本式（10-12）得1lim11[]0.9600540NH H H K MPa S σσ⋅==⨯= 2lim22[]0.95550522.5NH H H K MPa Sσσ⋅==⨯=（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d 1t[]2131212.321.381026 3.811189.2()1 3.81522.560.287t t d H k T Z d mmμφμσ⎛⎫+≥⋅⋅ ⎪ ⎪⎝⎭⨯+=⋅⋅= 2)、计算圆周速度V=100060n d 1t 1⨯π=60.287320601000π⨯⨯⨯=1.01m/s3)、计算齿宽1160.28760.287b t b d mm φ=⋅=⨯= 4）计算齿宽和齿高的比bh模数1160.287/23 2.61tt d m mm z === 齿高h=2.25t m =5.898mmbh=60.287/5.898=10.22 5)计算载荷系数根据v=1.01m/s ，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数K V =1.10 直齿轮1H F K K αα==由课本表10-2查得使用系数1A K =由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时1.1349H K β=由10.22bh=， 1.1349H K β=查得 1.30F K β= 故载荷系数1 1.101 1.349 1.484A V H H K K K K K αβ==⨯⨯⨯=6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得3311 1.48460.28763.0071.3t t K d d K === 7）计算模数1163.007 2.7423d m mm z === 3、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式[]213212t Fa Sad F k T Y Y m z σ⎛⎫≥⎪ ⎪Φ⎝⎭（1）确定公式内的各个计算数值1）由课本图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FE MPa σ= 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FE MPa σ=2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数10.88FN K =, 20.92FN K = 3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得1110.88500[]314.291.4FN FE F K MPa S σσ⨯=== 2220.92380[]249.711.4FN FE F K MPa S σσ⨯===4)计算载荷系数K1 1.101 1.3 1.43A V F F K K K K K αβ==⨯⨯⨯=5)查取齿形系数由表10-5查得 1 2.69Fa Y =，2 2.204Fa Y =6）查取应力校正系数由表10-5查得 1 1.575Sa Y =,2 1.778Sa Y = 7)计算大、小齿轮的[]Fa SaF Y Y σ 111 2.69 1.5750.01348[]314.29Fa Sa F Y Y σ⨯== 222 2.204 1.7780.01569[]249.71Fa Sa F Y Y σ⨯== 大齿轮的数值大 （2）设计计算[]213322122 1.43810260.01569 1.90123t Fa Sad F k T Y Y m z σ⎛⎫⨯⨯≥=⨯= ⎪ ⎪Φ⨯⎝⎭对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm ，按接触疲劳强度计算分度圆直径1d =63.007mm ，算出小齿轮齿数1163.00731.52d z m ===，取1z =32 大齿轮齿数：221 3.8132122z i z ==⨯≈这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。