一级圆柱齿轮减速器的设计计算.doc

1、机械设计课程设计课题：设计带式输送机传动装置传动结构：电动机 V 带传动单级圆柱齿轮减速器输送机原始数据：输送带工作拉力F： 2200N输送带工作速度v： 1.8m/s滚筒直径 D：450mm每日工作时数T：24h传动工作年限：5 年注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25 倍，输送带速度允许误差为 5。设计说明书一、传动装置的总体设计（一）电动机选择1.选择电动机类型按已知的工作要求和条件，选用Y 系列三相异步电动机。2.选择电动机功率查出各个传动件的效率：带传动 1 0.96 ，齿轮传动的轴承2 0.99，齿轮传动3 0.98，联轴器 4 0.97，卷筒轴的轴承5 0.98，

2、卷筒 6 0.96。由电动机至工作机之间的总效率为： w = 1 22 3 4 5 61=0.96 0.9920.980.97 0.98 0.96=0.84电动机输出功率为Pw =Fv/(1000 w)=2200 1.8/(1000 0.84)=4.71 kW3.确定电动机转速卷筒轴的工作转速为：nw =60 1000v/( D)= 60 1000 1.8/( 450)=76.39 r/min按推荐的合理传动比范围，取 V 带传动的传动比i 1=24，单级齿轮传动比 i 2=3 5，则合理总传动比i=6 20，故电动机转速的可选范围为nd =inw =(6 20)76.39=4601530 r

3、/min符合这一范围的同步转速有750 r/min 、 1000 r/min 、 1500 r/min ，再根据计算出的功率，由附表8.1 查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况如下：电动机型号额定功率同步转速 满载转速总传动比带齿轮Y160M2-85.5kW 750r/min 720r/min10.053 3.35Y132M2-65.5kW 1000r/min 960r/min13.413.35 4Y132S-45.5kW 1500r/min 1440r/min20.113.5 5.75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

4、 1 虽然总传动比不大，但电动机转速低，外廓尺寸及重量较大，价格较高； 方案 3 总传动比超出要求范围；方案 2 总传动比满足要求，外廓尺寸适中。 因此选定电动机型号为 Y132M2-6 ，电动机额定功率Ped=5.5kW ，满载转速 nm=960r/min ，2电动机的主要外形尺寸和安装尺寸见图册。带传动的传动比i 1=3.35 ，齿轮传动的传动比i 2=4。（二）传动装置各轴的运动参数和动力参数计算1.各轴的转速轴：n =nm / i 1 =960/3.35=286.57 r/min轴：n =n / i 2=286.57/4=71.64 r/min卷筒轴： nw =n =71.64 r/m

5、in2.各轴的输入功率轴： P =Pd 01 =4.71 0.96=4.52 kW轴： P =P 12 =4.52 0.990.98=4.39 kW卷筒轴： P =P 23 =4.39 0.99 0.97=4.22 Kw3.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：T d=9550Pd /nm =95504.71/960=46.85 Nm轴： T =T d i 1 01 =46.85 3.350.96=150.67 Nm轴： T =T i 2 12=150.67 4 0.99 0.98=584.72 Nm卷筒轴： T =T 23 =584.720.990.97=561.51 Nm运动和动力参数的计算结

6、果列表：转速输入功率输入转矩传动比效率电动机轴 960 r/min 4.71kW46.85Nm轴286.57 r/min 4.52kW 150.67Nm 3.350.96轴71.64 r/min 4.39kW 584.72Nm40.96卷筒轴71.64r/min 4.22Kw 561.51Nm10.973二、传动零件的设计计算（一） V 带传动设计已知 P=4.71 kW ，n1=960 r/min ，n2=286.57 r/min ， i=3.35 ，每天工作 24h。1.确定计算功率Pc由教材表10-8 查得 K A =1.3，故Pc =K A P=1.3 4.71=6.123 kW2.选

7、取普通V 带型号根据 Pc =6.123 kW ，n1=960 r/min ，由图 10-12 选用 A 型普通 V 带。3、确定带轮基准直径dd1 、dd2根据表 10-9 和图 10-12 选取 dd1 125mm ，且 dd1125mm ddmin 75mm 。大带轮 基准直径为dd2 dd1 i125 3.35400mm按表 10-9 选取标准值 dd2400mm，则实际传动比 i 、从动轮的实际转速分别为i dd2/ dd1 400/1253.2n2n1/i 960/3.2 300 r/m in从动轮的转速误差率为（ 300 286.57） /286.57 0.04694.69在 5

8、以内，为允许值。4、验算带速v4v dd1 n1/(60 1000) 125960/(60 1000) 6.28m/s带速在 5 25 m/s 范围内。5、确定带的基准长度L d和实 际中心距 a由初选中心距公式0.7(d d1 dd2 )a0 2(d d1 dd2)初定中心距 a0 =500mm 。由公式得L 0 =2 a0+ (dd1 dd2) / 2+(d d2 dd1 )2 / 4 a0 2500+ (125400) / 2+(400 125)2 /(4 500)1862.48mm由表 10-6 选取基准长度 L d 2000mm 。由公式得实际中心距a 为a a0 +( L d L

9、0) / 2 500+( 2000 1862.48) / 2 569mm中心距的变 动范围为amin a 0.015 L d 5690.0152000 539mm amaxa 0.03 L d 5690.032000629mm6、校验小带轮包角 1 1 180 (d d2 dd1 )/a 57.3 180 (400 125)/569 57.3 152.31 1207、确定 V 带根数 z5根据 dd1125mm 、n1960r/min ，查图 10-9 得单根 V 带传递的额定功 率P1 1.3 kW根据带型及 i查表 10-2 得P0 0.11 kW由表 10-4 查得 K L 1.03，由

10、表 10-3 查得 K 0.93，得普通 V带根数 zzPc / P 0 Pc /(P 0P0)K K L 6.123/(1.3 0.11) 0.93 1.034.53 根圆整得 z 5 根。8、求初拉力 F0及带轮轴上的压力FQ由表 10-5 查得 A 型普通 V 带的每米长 质量 q0.10kg/m ，根据公式得单根 V 带的初拉力为F0 500P c(2.5/K 1)/zv qv2 5006.123(2.5/0.93 1)/5 6.28 0.106.282 133.13N由公式得作用在轴上的压力FQ为FQ 2F0zsin( 1 /2) 2 133.13 5sin(152.31 /2) 1

11、292.62N9、带轮的结构 设计按本章 10.6 节进行设 计（设计过程及带轮工作图略）。10、设计结果选用 5 根 A 2000 GB1171 89V 带，中心距 a 569mm ，带轮直6径dd1125mm ，dd2 400mm，轴上压力 FQ1292.62N 。（二）齿轮传动设计已知：单级直齿圆柱齿 轮减速器中的齿轮传动，功率 P=4.52kW ，电动 机驱动，小齿轮转速n1=286r/min ，传动比 i=4 ，单向运转，载荷平稳，使用寿命5 年， 24 小时工作。1.选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45 钢调质，硬度 为 220 250HBS ；大齿轮选用45钢正火，硬度为1702

12、10HBS 。因为是普通减速器，由表6-9选 8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2 6.3m。2.按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用公式求出 d1 值。确定有关参数与系数：1)转矩 T 1T1 9550P/n 1 95504.52/286 150.93 Nm 1.509 105 Nmm2)载荷系数 K查表 6-10，取 K 1.13)齿数 z和齿宽系数d小齿轮的齿数 z1取为 25，则大齿轮齿数z2 100。因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表6-12 选取 d 1。4)许用接触应力 H由图 6-37 查得 Hlim1 560MPa ， Hlim2 530MPa按

13、一般可靠性要求，取SH 1。7N 1 60njL h 602861 (552120) 5.35 108 N 2 N 1/i 5.35 108/4 1.34 108查图 6-38 得Z NT1 1.06，ZNT2 1.15。由公式得 H 1 ZNT1 Hlim1 / SH 1.06 560/1 594MPa H 2 ZNT2 Hlim2 / SH 1.15 530/1 610MPa故d1 76.43KT 1(u 1) / du H 1 21/3 76.43 (1.1 1.319105 5)/(1 4 5942) 1/3 61.2 mmmd1/z 1 61.2/25 2.45 mm由表 6-2 取

14、标准模数m 2.5 mm 。3.主要尺寸计算d1 mz1 2.5 25 62.5 mmd2 mz2 2.5 100 250 mmb d d1 162.5 62.5 mm经圆整后取 b2 65 mm。 b1b2 5 70 mma m(z1 z2)/2 2.5 (25 100)/2 156.25 mm4.按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关参数和系数：1)齿形系数 Y FS查图 6-40 得Y FS1 4.214，Y FS23.925。2) 许用弯曲应力 F由图 6-41 查得 Flim1 210MPa， Flim2 190MPa 。8按一般可靠性要求，取SF 1.3。由图 6-42 查得Y NT1 Y

15、 NT2 1。由公式得 F 1 Y NT1 Flim1 / SF 210/1.3162MPa F 2 Y NT2 Flim2 / SF 190/1.3146MPa故 F1 =2KT 1Y FS1/(bm 2z1)=2 1.1 1.509 105 4.214/(65 2.52 25)=137.74 MPa F 1 F2 = F1Y FS2 / Y FS1=137.74 3.925 / 4.214=128.29 MPa F 2齿根弯曲强度校核合格。5.验算齿轮的圆周速度vv d1 n1/60000 62.5 286/60000 0.94 m/s因 v6m/s，故取8 级精度是合适的。6.几何尺寸计

16、算及绘制齿轮零件工作图。（略）7设计结果齿轮模数 m=2. 5mm ，齿数 z1=25，z2 =100，分度圆直径 d1 =62.5mm ，d2 =250mm ，中心距 a=156.25mm ，齿宽 b1=70mm ，b2=65mm 。（三）轴的设计轴设计：已知传 递功率 P=4.52kW ，主动齿轮的转速n=286r/min ，分度圆直径 d=62.5mm ，转矩 T=1.509 105 Nmm ，带轮对轴的作用力FQ =1292.62N ，齿轮轮毂宽度b=70mm ，工作时单向运转，轴承采用9深沟球轴承。带轮宽B=(z-1)e+2f=4 15 29 78mm。1.选择轴的材料，确定许用应力

17、由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。 由表 13-1 查得强度极限 b =650MPa ，再由表 13-6 得许用弯曲应力 -1b =60MPa 。2.按扭转强度估算轴颈根据表 13-5 得 C=106 118，由式得d C（P/n） 1/3=（106118）（ 4.52/286） 1/3=26.6 29.61mm考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在， 故将估算直径 加大 3 5，取为 27.4 31.09mm 。由设计手册取标准直径d1=30mm 。3.设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器， 可将齿 轮布置在箱体内部中央

18、， 将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装带轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定 轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。画出轴的结构草图，确定齿轮从轴的左端装入， 齿轮的右端用轴环定位， 左端用套筒固定。 这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧， 其轴向用轴肩固定， 周向采用较紧的过渡配合固定。2）确定各轴段的直径如图所示，轴段（外伸端）直径最小，d1 =30mm；考虑到要对安装在轴段上的带轮进行定位，轴段上应有轴肩， 同时为能很顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴10承内径的标准，故取轴段的直径d2为 35mm ；用

19、相同的方法确定轴段、 的直径 d3=40mm 、d4 =50mm；为了便于拆缷右轴承，可查出6207 型滚动轴承的安装尺寸d5=42mm 。3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为70mm ，为保证齿轮固定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为68mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为17mm ），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm ，所以轴段的长度取为20mm ，轴承支点距离l =127mm ；根据箱体结构及带轮距轴承盖要有一定距离的要求，取 l =75mm ；带轮宽度 l =

20、70mm ；在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5 10mm ，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见表12-6。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图。114.按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图Ft =2T/d=2 1.509 105/62.5 4828.8 N支点的反力为：FHA = F HB = F t/2=4828.8/2=2414.4N -截面处的弯矩为：M H =2414.4 63.5=153314 Nmm-截面处的弯矩为：M H =2414.4 30.5=7363

21、9 N mm3）作垂直面内的弯矩图Fr = Ft tan=4828.8 tan20=1757.5 NFQ =1292.62N支点的反力为：FVA =(F r 63.5-F Q 212.5)/127FVA =1284.1 NFVB =FVA + Fr -F Q =1284.1+1757.5-1292.62=1749N-截面弯矩为：M V =F VB 63.5=1749 63.5=111061.5 N mm12A 截面处的弯矩为：M VA =F Q 85.5=1292.62 85.5=110519N mm-截面弯矩为：M V =FVB 96.5-F r 33=174996.5-1757.5 33=

22、110781 N mm -截面、 -截面、 A 截面可能是危险截面，需校核。4）求三处的合成弯矩 -截面：M = M H 2+M V 2 =1533142+111061.52=189314 N mm-截面：M =M H 2+ M V 2 = 736392+1107812=133023 N mmA 截面 :M A =110519N mm5）求当量弯矩T =1.509 105 N mm=150900 N mm因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为 0.6。 -截面：M e = M 2+( T) 2 = 1893142+(0.6 150900)2 =209850.6 N mm -截

23、面：M e = M 2+( T) 2 = 1330232+(0.6 150900)2 =160911.8 N mmA 截面 :M eA = M A 2+( T)2=1105192+(0.6 150900)2=142870.4 N mm136）确定危险截面及校核强度 -截面： e = M e/W=209850.6/(0.1d 33)=209850.6/(0.1 403)=32.8 MPa -截面： e = M e/W=160911.8/(0.1d 23)=160911.8/(0.1 353)=37.5 MPa由于 A 截面尺寸与 -截面尺寸相同，而 M e M eA ，故不必校核。因为 -1b

24、=60MPa，满足 e -1b 的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。（ 5）绘制轴的零件图。 （略）设计结果：d1 =30mm ，d2= d 6=35mm ，d3 =40mm， d4=50mm ， d5=42mm ；l 1=78mm ，l 2=77mm ，l 3=68mm ，l 45 =20mm，l 6 =17mm，L=260mm 。由于此轴上齿轮尺寸小，分度圆直径d=62.5mm ，齿根圆直径df =56.25mm ，而 d3 =40mm ，考虑还有键槽，轮毂孔已接近齿根，强度不足，故将此轴做成齿轮轴。 轴 设 计 ： 已 知 传 递 功 率 P=4.39kW ， 从 动 齿 轮 的

25、 转 速n=71.64r/min ，分度圆直径 d=250mm ， Ft=4828.8 N ，Fr =1757.5N ，转矩 T=5.8472 105 Nmm ，齿轮轮毂宽度 b=65mm ，工作时单向运转，轴承采用深沟球轴承。1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要14求，故选用 45 钢并经调质处理。 由表 13-1 查得强度极限 b =650MPa ，再由表 13-6 得许用弯曲应力 -1b =60MPa 。2.按扭转强度估算轴颈根据表 13-5 得 C=106 118，由式得d C（P/n） 1/3=（106118）（ 4.39/71.64）

26、 1/3=41.79 46.52mm 考虑到轴的最小直径处要安装带轮， 会有键槽存在， 故将估算直径加大3 5，取为43.04 48.85mm。由设计手册取标准直径d1 =50mm。3.设计轴的结构并绘制结构草图根据轴的设计， 将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端联轴器。1）确定轴上零件的位置和固定方式画出轴的结构草图，确定齿轮从轴的右端装入， 齿轮的左端用轴环定位， 右端用套筒固定。 齿轮的周向固定采用平键连接。 轴承对称安装于齿轮的两侧， 其轴向用轴肩固定，周向采用较紧的过渡配合固定。2）确定各轴段的直径如图所示，轴段（外伸端）直径最小，d1 =50mm；考虑到要

27、对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩， 同时为能很顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，故取轴段的直径d2 =55mm ；用相同的方法确定轴段、的直径d3=60mm 、d4 =70mm；轴颈 d6=55mm ，为了便于拆缷左轴承，可查出6211 型滚动轴承的安装尺寸d5=64mm 。3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为65mm ，为保证齿轮固15定可靠，轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取l 3 =63mm ；为保证箱体内壁距离仍与轴设计时相同70+215=100mm ，且轴承端面距箱体内壁的距离为5mm ，得 l 45=22mm ，轴承宽度为21mm ，故l 6=21mm

28、 ；轴承支点距离l =131mm ；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，取l =75mm，故 l 2 =77mm；若选用弹性套柱销联轴器 TL8 J 1 型，其宽度 l =84mm ，因此取 l 1=80mm ；在轴段、上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5 10mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到，详见表12-6。4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图。4.按弯扭合成强度校核轴径1）画出轴的受力图2）作水平面内的弯矩图Ft =4828.8 N16支点的反力为：FHA = F HB = Ft /2=

29、4828.8/2=2414.4 N -截面处的弯矩为：M H =2414.465=156936 N mm-截面处的弯矩为：M H =2414.4 35.5=85711.2 N mm3）作垂直面 内的弯矩图Fr =1757.5 N支点的反力为：FVA =FVB =F r /2=1757.5/2=8 78.75N-截面弯矩为：M V = F VA 65=878.75 65=57119 N mm -截面弯矩为：M V =FVB 35.5=878.75 35.5=31196 Nmm - 截面、 -截面 可能是危险截面，需校核。4）求两处的合成弯矩 -截面：M = M H 2+M V 2 =156936

30、2+571192=167007 N mm-截面：M =M H 2+ M V 2 = 85711.22+311962=91212 N mm175）求当量弯矩T =5.8472 105 Nmm因减速器单向 运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为 0.6。 -截面：M e = M 2+( T) 2 = 1670072+(0.6 584720)2 =388554 N mm -截面：M e = M 2+(T) 2 = 912122+(0.6 584720)2 =362495 N mm6）确定危险截面及校核强度 -截面： e = M e/W=388554/(0.1 d3 3)= 388554/(0.1 603)=17.99 MPa -截面： e = M e/W=362495/ (0.1 d2 3)= 362495/(0.1 553)=21.79 MPa因为 -1b =60MPa，满足 e -1b 的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。（ 5）绘制轴的零件图。 （略）设计结果：d1 =50mm ，d2= d 6=55mm ，d3 =60