单级圆柱齿轮减速器的课程设计有图.doc

机械设计课程设计说明书设计计算内容计算结果一.电动机的选择1.选择电动机的类型：按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。2. 电动机输出功率 =3.14400040/1000600.84m/s电动机输出功率：根据简图，查手册2-3得：V带传动效率0.96 （1）传动装置的总效率：=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.980.980.990.970.98=0.87Pw=FV/1000总=40000.84/10000.98=3.42KWPd =Pw/= 3.42/0.87=3.9 KW确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：nw=40r/min根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=36，则合理总传动比i的范围为i=624，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（624）40=240960r/min符合这一范围的同步转速有720 r/min和960r/min。由【2】表8.1查出有两种适用的电动机型号、如下表 同步转速1000r/min 750r/min满载转速：960r/min， 720r/min额定功率 4kw 4kw确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160m-8。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速720r/min。V0.84m/s=0.87Pw=3.42KWPd=3.9 KW同步转速为750r/min满载转速为720r/min。额定功率为4kw二.计算传动设计2.1计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=720/40=182、分配各级传动比（1） 取i带=3.6（2） i总=i齿i 带 i齿=i总/i带=18/3.6=5i1=3.6i2=52.2运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=720/3.6=200(r/min)nII=nI/i齿=200/5=40(r/min)滚筒nw=nII=40(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=40.96=3.84KW PII=PI轴承齿轮=3.840.980.97=3.65KWPw= PII轴承联轴器=3.650.990.98=3.54kw3、 计算各轴转矩Td=9550Pd/nm=95504/720=53.06N/m TI=9550p/n1 =95503.84/200=183.4N/m TII =9550p/n2=95503.65/40=871.44N/m Tw=9550P/n3=95503.54/40845.18N/mP0=4KWn0=720r/minPI=3.84KWnI=200r/minTI=183.4N.mnII=40r/minTII=871.44N.mPW=3.54KWnw=40r/minTW=845.175N.m参 数轴 号电机轴轴轴轴功P(KW)43.843.653.54转速n/r/min7202004040转矩T（N.m）53.06183.4871.44845.175传动比i3.651效率0.950.960.98三.传动零件的设计计算3.1带传动的设计（1） 选择普通V带截型由课本1表8-7得：kA=1.1 P=4KWPca=KAP=1.14=4.4KW据Pca=4.4KW和n0=720n/min由课本1得：选用A型V带2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本P190表10-9，取dd1=140mmdd2=i带dd1=3.6140=504 mm由课本1P190表10-9，取dd2=500带速V：Vdd1n1/601000140720/601000 5.28m/s在525m/s范围内，带速合适确定带的基准长度Ld和实际中心距a。由0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）得到：448a01280初定中心距a0500mm由式（8.15）得 L02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+（140+500）/2+（500-140）2/（4500）=2069.6mm由表8-2选取基准长度La=2000mm由式（8-23）得实际中心距a为 aa0（LaL0）2500(20702000)2535mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld =535-0.0152070 =504mmamax=a+0.03Ld=535+0.032070=597mm校核小带轮包角1由式1=（dd1dd2）a =（500140）/535 =（适用） 确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1140mm和n1720r/min，查课本8-4a图得 P0=1.30KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查8-4b表得 P0=0.09KW查8-5表，得K=0.90；查8-2表得 KL=1.03由公式Pr=（P0+P0）Ka.Kl=1.29kw计算普通V带根数 Z= Pca/Pr=4.4/1.29=3.4圆整得4根由表8-3查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式得单根V带的初拉力为 F0min= 500（2.5 Ka）Pca+qv2 =185.2+2.79 =188N由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为 Fp=2（F0）minsin（/2） =1419.5N由公式知带轮宽度B=(z-1)e+2f查表e= 得到B=63 ，取带轮宽度为65mm选用4根A-1600GB 11544-89V带，中心距a=535mm，带轮直径dd1=140，dd2=500mm，轴上压力Fp=1419.5N。KA=1.2Pc=4.4kwdd1=140mmdd2=500mmI3.6n200V=5.28m/sa0=500La2000mma535mmamin=504mmamax=597mm1=P0=1.30kwKb=1.027510-3P0=0.09kwK=0.90Z=4F0=188NFp=1419.5Ne=取带轮宽度为65mm3.2齿轮传动设计选择齿轮材料及精度等级。小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。取小齿齿数=24，Z=iZ=524=120取Z=120 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 确定各参数的值:试选=1.6 选取区域系数 Z=2.433 则齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:=1.09600=654 =1.22550=671 许用接触应力 查课本表得： =189.8MP =1TI=9550p/n1 =95503.84/200=183.4N/m 3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=59.19mm计算圆周速度0.62m/s计算齿宽b和模数计算齿宽b b=159.1959.19mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.393=5.384 =59.19/5.384 =10.99计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本得动载系数K=1.03,查课本K的计算公式:K= +0.2310b =1.313查课本得: K=1.35查课本得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.031.21.313=1.623按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=59.1959.47计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值1小齿轮传递的转矩47.58kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z524120传动比误差 iuz/ z120/245【允许】2计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos120/ cos14131.53初选齿宽系数 按对称布置，由表查得14初选螺旋角初定螺旋角 145载荷系数KKK K K K=11.031.21.281.586查取齿形系数Y和应力校正系数Y查得:齿形系数Y2.592 Y2.206 应力校正系数Y1.596 Y1.8157重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/120）cos141.678计算大小齿轮的 安全系数由表查得S1.4工作寿命两班制，5年，每年工作300天小齿轮应力循环次数N160n1JLh6020015300282.8810大齿轮应力循环次数N2N1/u2.8810/50.57610查课本得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本得弯曲疲劳寿命系数:K=0.88 K=0.91 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 = = 大齿轮的数值大.选用. 设计计算1 .计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.5但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=59.47来计算应有的齿数.于是有:z=23.081 取z=23那么z=523=115 2. 几何尺寸计算计算中心距 a=177.78将中心距圆整为178按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值没有改变,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=d=3.计算齿轮宽度B=圆整的 四.轴的设计4.1.齿轮轴的设计确定轴上零件的定位和固定方式（如下图）1，5-滚动轴承 2-轴 3-齿轮轴的轮齿段 4-套筒 6-密封盖 7-轴端挡圈 8-轴承端盖9-带轮 10-键按扭矩强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS输出轴上的功率P1，转速n1，转矩T1P1=3.84KW n1=200r/minT1=183.4N.m求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为 d1=59.26而 F=N F= F F= Ftan=6189.70.246734=1543.3N 2.初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取确定轴各段的直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键连接，则轴应该增加5%取D1=30mm，又带轮的宽度B=（z-1）.e+2.f=52mm则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖外断面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm，右起第三段，该段有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，轴向力为零，选用6208型轴承。其尺寸为dDB408018,那么该段直径D3=40mm，长度L3=20mm，右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm，长度L4=10mm，右起第五段，该段为齿轮的齿顶圆直径为66mm齿轮的宽度为65mm，则此段的直径为D5=66mm，长度L5=65mm。右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=48mm，长度L6=10mm。右起第七段，该段为滚动轴承安装，取轴径为D7=40mm，长度L7=18mm。3.求齿轮上的作用力大小和方向小齿轮分度圆直径：d1=59.26而 F= F= F F= Ftan=6189.70.246734=1543.3N轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建力学模型。水平支反力：垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承，则Fa=0，那么1160.9画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mc=RA0.062191.88N.m垂直面的弯矩： 0.06271.98 N.m合成弯矩：204.94N画弯矩图：T=Ftd1/2=6189.70.05926/2183.4N.m 因为是单向回转，转矩为脉动循环，取a=0.6，可得到右起第四段的剖面C处的当量弯矩：232.6N.m判断危险截面的并验算强度已知=558N.m，由课本=60MP 右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：0.6183.4=110N.m110/（0.1）=0.36所以确定尺寸是安全的。4.2.输出轴的设计 1. 初步确定轴的最小直径先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查表,选取因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取HL4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm,半联轴器的孔径确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。2.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;根据轴承端盖的装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴左端面的距离为30mm，故取该段的长度为L2=54mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选择用6212型轴承，其尺寸dDB6011022，那么取该段直径为60mm，长度L3=36mm。右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为296.3mm那么该段直径取65mm，齿轮宽b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长L4=58mm。右起第五段，考虑齿轮的定位，定位轴肩轴肩高3.5mm,轴环宽度,取轴肩的直径为D5=72mm，长度L5=10mm。右起第六段，该段为滚动轴承的安装处，取轴径为D6=60mm，长度L6=22mm。3.求轴上的载荷 求输出轴上的功率P2，转速n2, T2， P2=3.65kw,n2=40, T2=871.44N.m . 求圆周力： F= F= F F= Ftan=5882.150.24933=1466.5N4.轴向支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平支反力=2941.075垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承，则Fa=0，那么1103.25画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：Mc= 0.062182.35N.m垂直面的弯矩： 0.06268.4N.m5.合成弯矩：194.75N画弯矩图：T=Ftd2/2=5882.150.2963/2871.44N.m6.画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，取a=0.6，可得到右起第四段的剖面C处的当量弯矩：558N.m7.判断危险截面的并验算强度右起第四段剖面C处的当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知=558N.m，由课本=60MP 则558/（0.1）=20.31N.m右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：0.6871.44=522.864N.m522.864/（0.1）=41.83所以确定尺寸是安全的。 6.校核轴的强度根据=前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP 此轴合理安全8.校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧。抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩T为 =242.86截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本得： 因 经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=12500抗扭系数 =0.2=0.2=25000截面左侧的弯矩M为 M=133560截面上的扭矩为 =295截面上的弯曲应力 20.25截面上的扭转应力 =K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的五.键的设计输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm，L1=50mm。查手册得，选用A型平键，得：A键108 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=183.4N.m h=7mm根据课本公式41.591102.输入轴与齿轮1连接采用平键联接一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d4=65mm L4=58mm 查表选A键1445 GB1096-79 L=L2-b=65-12=53mm h=8mmT=871.44N.m 根据课本公式 110输入轴与联轴器连接采用平键联接T=871.44N.m L=L2-b=82-12=70mm h=8mm校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP六.滚动轴承的校核6.1.输出轴的轴承设计由前面计算知d2=55mm，选用6011型号的轴承。查书1，295页查表15.12知：载荷系数fp=1.2查书1，296页查表15.14知：温度系数fT=1因为此Fa=0N由式15.2得P=fpFr =1.22206.5 =2647.8N因为是球轴承=3根据轴颈d=60mm，选择6212型，并查书2129页附表10.1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=24.5KN基本额定静载荷Cor=19.2KN由表15.15知：轴承预期寿命Lh的参数值为5000060000h在因为该轴承要工作5年且两班制，每班8小时工作，所以有：根据条件，2.校核轴承的预计寿命 Lh=28300524000小时LH=106(ftCr/P)/60n=106(119500/1693.5)3/60X473.33=53713h24000h 选择6012轴承Cr=30.2KN满足要求CmaxCr，选择合适。滚动轴承的选择及校核计算6.2.输入轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=530016=24000h (1)由初选的轴承的型号为: 6208, 查1表14-19可知:d=40mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=40(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR224000h 预期寿命足够七.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=95509550841.175查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取HL4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250Nm八.减速器的结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42816外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚9 8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）九.润滑与密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。=24Z=120=1.6=654 =671 =189.8MPb59.19mm=14=2.393=10.99=1.903=1K=1.03K=1.313K=1.35K=1.2K=1.623d=59.47=2.40447.58kNmz24z120Zv1=26.27Zv2=131.5114K=1.58Y2.592Y2.206Y1.596Y1.815重合度近似为1.67S1.4N20.57610小齿轮大齿轮 K=0.88 K=0.91 =314.29=247大齿轮的数值大.选用.m=2.5取z=23那么z=115 中心距圆整为178mm按圆整后的中心距修正螺旋角=14因值没有改变,故参数,等不必修正.d=60mmd=297mmP1=3.84KW n1=200r/minT1=183.4N.m d1=59.26F=6189.7NF=2321.8NF=1543.3N轴的材料为45钢D1=30mm，L1=65mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=66mmL5=65mmD6=48mmL6=10mmD7=40mmL7=18mm。F=6189.7N F=2321.8NF=1543.3N水平支反力3094.85N由于选用深沟球轴承，则Fa=0垂直面的支反力1160.9N垂直面的弯矩71.98N.m204.94NT=183.4N.m232.6N.m 所以确定尺寸是安全的。=49.5mm=1135.9N用平键和配合H7/K6作周向定位D1=50mmL1=82mmD2=56mmL2=50mmD3=60mmL3=50mmD4=65mmL4=58mmD5=72mmL5=13mm。D6=60mmL6=40mmP2=3.65kw,n2=40, T2=871.44N.mF=5882.15 F=2206.5NF=1466.5N水平支反力2941.075N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承，则Fa=