机械设计-单级圆柱直齿轮减速器

1、机械设计基础单级圆柱齿轮减速器设计说明书学院： 班级： 姓名： 学号： 目录设计任务书4一、确定传动方案5二、选择电动机51.选择电动机52.计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比63.计算传动装置的运动参数和动力参数6三、传动零件的设计计算71.普通V形带传动7 2.圆柱齿轮设计8四、低速轴的结构设计91.轴的结构设计92.确定个轴段的尺寸103.确定联轴器的型号114.按扭转和弯曲组合进行强度校合11五、高速轴的结构设计13六、键连接的选择及强度校合14七、选择轴承及计算轴承寿命15八、选择轴承润滑与密封方式18九、箱体及附件设计181.箱体的选择182.选择轴承端盖183.确定孔和孔盖

2、184.通气器185.油标装置186.螺塞187.定位销188.起吊装置18十、设计小结19十一、参考书目19设计任务书设计题目：设计一个用于带式运输机传动系统的单级直齿圆柱齿轮减速器。设计要求：连续单向运转，两班工作制，载荷变化不大，空载启动，室内工作由粉尘，输送带允许有5%的误差。题目数据：组号6运输带工作拉力F/（KN）3.1运输带速度V/（m/s）1.1卷筒直径D/（mm）225设计项目计算及说明主要成果一、确定传动方案二、选择电动机1.选择电动机机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。单级直齿圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动特点，带传动在高速级，齿轮传动在低速级

3、。传动装置如图所示 （1）电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。2）电动机功率的选择工作机所需有效功率为Pw=Fwvw/1000=3100*1.1/1000*0.95=3.59kw确定电动机到工作机的总效率：设1234分别为V形带、滚动轴承、齿轮传动、弹性连轴器的传动效率，由表22查得1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.99，则传动装置的总效率为=1*2*3*4=0.96*0.97*0.992*0.99=0.904 P0=3.59/0.904=4.31kw由表2-1选取电动机的额定功率为Pm=5.5kwPw=3.59kwP0=4.31kw

4、Pm=5.5kw设计项目计算及说明主要成果2.计算传动装置的总传动比，并分配各级传动比3.计算传动装置的运动参数和动力参数（3）电动机转速的选择:工作机滚筒的转速为nw =(60*1000*1.1)/(3.14*225)=93.41r/min按表2-3，取V带传动比i带=2-4,一级齿轮减速器i齿=3-5，则总的传动比为i总=6-20，故电动机转速范围是nm=inw=(6-20)* 93.41r/min=560.46-1868.2 r/min符合这一范围的同步转速有：750 r/min、1000 r/min和1500 r/min三种。 综合考虑各种因素。选定电动机型号为Y132M2-6，其满载

5、转速为960r/min。电动机的参数如下(1) 总传动比：i总= nm /nw=960/93.41=10.27(2) 分配各级传动比为了符号各种传动形式的工作特点和结构紧凑，必须使各级传动比都在各自的合理范围内，且使各自传动件尺寸协调合理匀称，传动装置总体尺寸紧凑，重量最小，齿轮浸油深度合理 本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因i总= i带* i齿为使减速器部分设计方便，取齿轮传动比i齿=4.3 则带传动的传动比 i带=i总/ i齿=2.381） 各轴转速I轴nI=nm/ i带=960 /2.38=403.36 r/minII轴nII=nI/ i齿=403.36/4.3=93.8 r/min滚

6、筒轴n滚筒=nII=93.8 r/min2） 各轴功率I轴PI=P00I= P0带=4.31kw*0.96=4.14kwII轴PII=PII II=PI齿轴承=4.14kw*0.97*0.99=3.98kwnw=93.41r/minY132M2-6nm=960r/mini总=10.27i带=2.38i齿=4.3nI=403.36 r/minnII=93.8 r/minPI=4.14kwPII=3.98kwP滚筒=3.9kwT0=42875N.mmT1=97961 N.mm设计项目计算及说明主要成果三、传动零件的设计计算1.普通V形带传动1）计算功率2）V带类型3）确定基准直径3） 验算带速4）

7、 确定带长和实际中心距滚筒轴P滚筒=PIIII滚=PII轴承联轴器=3.98kw*0.99*0.99=3.9kw5） 各轴转矩电动机轴T0=9.55*106*( P0/ nm)= 9.55*106*(4.31/960)=42875N.mmI轴T1=T0i0IoI=T0i带带=42875*2.38*0.96=97961 N.mmII轴TII=TIiI III II=TI i齿轴承齿=97961*4.3*0.97*0.99=404509N.mm滚筒轴T滚筒=TII轴承联轴器=404509*0.99*0.99=396459 N.mm普通V形带传动设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数

8、，确定带传动的中心距，带轮的直径、宽度和轴孔直径，中心距，初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。已知：P0=4.31kw nm=960r/min i带=2.38由表9-7得KA=1.2Pc=KAP0=1.2*4.31=5.17kw由nm=960r/min Pc=5.17kw查图9-10可知可选择A型带取小带轮基准直径dd1=100mm 取滑动率=0.02则大带轮基准直径 dd2= i带dd1(1-)=2.38*100*0.98=233.24mm故取dd2=250mm带速v=(dd1 n1 )/(60*1000)=5.024m/s带速在525之间，合适未给出尺寸范围故按式计算中心距245mm<

9、;a0<700mm取a0=500mmV带基准长度L0=2a0 +(/2)( dd1 + dd2 )+( dd2 - dd1 )2/4a0 =1560.75mm带长度L0=1600mm实际中心距a= a0+（Ld - Ld ）/2=519.6mmTII=404509N.mmT滚筒=396459N.mPc=5.17kwA型带dd1=100mmdd2=250mmv=5.024m/sa0=500mmL0=1600mma=519.6mmamin=495.6mmamax=567.6mm1=163o设计项目计算及说明主要成果5)验算带轮包角7)确定V带根数8)计算初拉力9）计算对轴的压力2.圆柱齿轮设

10、计1）选择齿轮材料及许用应力2）按齿面接触强度条件计算3)确定齿轮的主要参数及主要尺寸考虑实际情况中心距应有调节范围，其范围为amin=495.6mm amax=567.6mm1=180o-57.3o*(dd2- dd1)/a=163o>120 o 合适由式确定带根数，查表可知p1=0.95kw p1=0.11kw Ka=0.955 KL=0.99v带数Z= Pd/(p1+p1)KaKL=5.15v带数Z=6初拉力F0=500*(2.5-Ka)* Pd/Kazv+qv2=139.3N对轴的压力Q=2Z F0 sin（1 /2）=1653.3 N按PI=4.14kw，nI=403.36 r

11、/min，i齿=4.3，单向传动，载荷平稳等条件来计算。虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用42钢调质，齿面硬度为190-220HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为160-190HBS由图可知齿面接触的疲劳极限和齿根弯曲疲劳极限分别为：Hlim1=555MPa Hlim2=530MPaFlim1=190MPa Flim2=180MPa安全系数分别取,，两齿轮许用接触应力为：H1=504.5Mpa H2=481.8MPa两齿轮弯曲应力为：F1=135.7MPa F2=128.4MPa由d1 (6712×kT1(u+1)/duH2)1/3Z=6根F0=139.3NQ=

12、1653.3 N小齿轮42SiMn调质大齿轮45钢正火设计项目计算及说明主要成果4)齿轮结构设计四、低速轴的结构设计1.轴的结构设计小齿轮转矩T1=9.55*106* 4.14/403.36=98019N.mm初算中心距：a0=164.9mm选择齿数：取z1=20 则z2=u*z1=86I= z2/ z1=4.3无偏差合适确定模数：m=2a0/(20+86)=3.7 m=4确定中心距：a=m(z1 + z2 )/2=212mm计算齿宽：b= aa=63mm分度圆直径：d1=mz1=80mm d2=mz2=344mm齿顶园直径：da1=m(z1+2)=88 da2=m(z2+2)=352 齿根疲

13、劳强度：F1 =(2KT1 YF1)/(bm2z1)=69.45MPa<F1 F2 =(2KT1 YF2)/(bm2z1)=54.70MPa<F2圆周速度：v=(d1n1)/(60*1000)=1.7m/s注：在设计减速器俯视图的过程中，还要用到齿轮的很多尺寸，包括齿轮的结构设计，这里就不在给出具体结构设计和尺寸，可以在减速器零件设计中专门设计齿轮结构，也可以在设计过程中来完善，补充这些尺寸课程设计一般是先设计低速轴，把低速轴设计出来后根据低速轴的长度尺寸就可确定箱体的宽度等尺寸，估先设计低速轴已知PII=3.98kw nII=93.8 r/min1）轴上零件的布置 对于单级减速器

14、，低速轴上安装一个齿轮，一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在你箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证齿轮的轴向位置，还应在齿轮和轴承之间加一个套筒2）零件的装拆顺序 轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装可以从左侧装拆，也可以从右侧装拆。本题目从方便加工的角度选轴上的零件从轴的右端装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器依次从轴的具体设计如下轴段安装联轴器，用键周向固定轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器轴段高于轴段，方便安装轴承轴段高于轴段，方便安装齿轮；齿轮在轴段上用键z1=20z2=86m=4a=212mmb=63mmd1=80mmd2=344m

15、mda1=88da2=352v=1.7m/s设计项目计算及说明主要成果2.确定个轴段的尺寸周向固定轴段高于轴段行成轴环，用来定位齿轮轴段直径应和轴段直径相同，以使左右两端轴承型号一致。轴段高于轴段形成轴肩，用来定位轴承，轴段高于的部分取决于轴承标准轴段与轴段的高低没有什么直接的影响，只是一般的轴身连接低速轴的结构如图所示1）各轴段的直径因本减速器为一般常规减速器，轴的材料无特殊要求，故选用45钢查教材表12-2：45钢的A=118-107代入设计公式d=A 3（p/n）=(118-110)* 3(3.98/93.8)=41.16-37.32mm考虑该轴段上有一个键槽，故应将轴径增大 5%即d=

16、(37.32-41.16)*(1+0.05)=39.18-43.22轴段的直径确定为d1=40mm轴段的直径d2应在d1的基础上加上两倍的定位轴肩高度。这里取定位轴肩高度h12=(0.07-0.1)d1=4mm,即d2=d1+2h12=40+2*4=48mm,考虑该轴段安装密封圈，故直径d2还应符号密封圈的标准，取d2=50mm轴段的直径d3应在d2的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，但因该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴承内径相符号。这里取d3=60mm同一根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径应相同，即d7=d3=60mm轴段上安装齿轮，为安装齿轮方便，取d

17、4=63mm轴段的直径d5=d4+2h45,h45是定位轴环的高度，取h45=6mm,即d5=63+2*6=75mm轴段的直径d6应根据所用的轴承类型及型号查轴承标准取得，预选该轴段用6212轴承（深沟球轴承，轴承数据见附录B）查得d6=69mmd1=40mmd2=50mmd3=60mmd4=63mmd5=75mmd6=69mmd7=60mm设计项目计算及说明主要成果3)确定联轴器型号4.按扭转和弯曲组合进行强度校合2）各轴段的长度 注：课程设计时，在确定出各轴段的直径后，就应该进入画图阶段，要边技术边画图，边画图边计算。一般从图5-2开始画起，确定轴的长度时要先确定箱体的结构。例如，轴段，轴

18、段的长度只有在确定各自的长度。轴段的长度要确定箱体的润滑方式才能确定，轴段的长度由所选的联轴器来确定。这个阶段也就是非标准图设计阶段 为后面进行轴的强度校核方便，本例按常规给出各轴段的长度，确定方法如图所示，具体确定工程。课程设计时一定要先画图，先确定有关箱体结构。润滑方式等。参考例3-1中确定长度的方法确定轴的长度尺寸，并在说明书中详细写出确定依据和不为了补偿由于制造、安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查附录F选联轴器型号为TL7，联轴器安装长度L=84mm因本例转速低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑方式确定轴的长度。取轴承距箱体内

19、壁的距离 为3=10mm。课程设计时应根据实际情况确定根据轴的结构需要，各轴段的长度确定如下：L1=82mmL2=45mmL3=49mmL4=67mmL5=8mmL6=17mmL7=24mmL总长= L1+ L2+ L3+ L4+ L5+ L6+ L7=82+45+49+73+8+17+24=286mm断轴之间的砂轮越程槽包含在段轴的长度之内低速轴轴承的支点之间的距离为l=b2+(2+3)*2+B/2*2=75+25*2+11*2=135mm1）绘制轴的计算简读 为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力Ft径向力Fr。两端轴承可简化为一段活动铰链，一段固定铰链，如图

20、所示。为计算方便，选择两个危险截面I-I , II-II , I-I 危险截面选择安装齿轮的轴段中心位置，位于两个支点的中间，距B支座的距离为135/2mm=67.5mm； II-II 危险截面选择在锻轴和轴段的截面处，距B支座的距离为22/2+25+2=38mm2）计算轴上的作用力从动轮的转矩 T=404509N.mm弹性套柱销联轴器, 型号为TL7L1=82mmL2=45mmL3=46mmL4=67mmL5=8mmL6=17mmL7=24mm设计项目计算及说明主要成果设计项目计算及说明主要成果五、高速轴的结构设计齿轮分度圆直径d2=369.8mm齿轮的圆周力Ft=2T/d=2*404509

21、/369.8=2187N.mm齿轮径向力Fr=Fttan20=769 N.mm3）计算支反力及弯矩计算垂直平面内支反力及弯矩a求支反力：对称布置，只受一个力，故FAV=FBV=Fr=769/2=384.5Nb求垂直平面的弯矩I-I 截面：MIV=384.5*67.5=25953.7N.mmII-II截面：MII V=384.5*38=14611N.mm计算水平平面的支反力及弯矩FAH=FBH=Ft/2=2187/2=1093.5NMIH=1093.5*67.5=73811.25N.mmMIIH=1093.5*38=41553N.mm求各截面的合成弯矩MI=（MIV2+ MIH2)=78241.

22、3N.mmMII=（MII V2+ MII H2)=78241.3N.mm计算转矩TII=404509N.mm确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6 。按两个危险截面校核Ie=(MI 2+(T)2)/0.1dI3=13.02MPaIIe=(MII 2+(T)2)/0.1dII3=14.28MPa查教材12-1及表12-1得IeIie均小于-1故轴的强度满足要求高速轴的设计主要是设计各轴段的直径，为设计俯视图作准备。有些轴段的长度可以根据轴上的零件来确定：有些轴段的长度在确定低速轴处的箱体后，取箱体内壁为一直线就可确定 经设计，高速轴可以做成单独的轴而不是齿

23、轮轴。为使零件定位和固定，高速轴也和低速轴一样设计为七段，各轴直径尺寸为设计项目计算及说明主要成果六、键连接的选择及强度校合d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=42mmd5=55mmd6=47mmd7=40mm 1）选择键的尺寸低速轴上在段轴d1和段轴d4两处各安装一个键，按一般使用情况选择采用A型普通平键连接，查教材表 选键的参数，见下表段轴1d1=40mmb*h=12*8l1=80mm段轴4d4=63mmb*h=18*11l2=60mm 标记为键1:GB/T 10996 键 12*8*80键2:GB/T 10996 键 18*11*602）校核键的强度轴段 1 上安装联轴器，联

24、轴器的材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查教材11-7 p=50-60MPa轴段上安装齿轮，齿轮的材料为钢，载荷性质为轻微冲击p=100-120MPa静联接校核挤压强度轴段1: p1=4T/dhl=62.13MPa 计算应力p1大于许用力，因相差不大，可以用已确定的尺寸，不必修改段轴4: p2=4T/dhl=41.50MPa所选键连接强度满足要求d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=42mmd5=55mmd6=47mmd7=40mm 设计项目计算及说明主要成果七、选择轴承及计算轴承寿命1）轴承型号的选择高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号6208低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号6212

25、2）轴承寿命计算高速轴：高速轴的外端安装有带轮，中间安装有齿轮，要计算轴承的寿命，就要先求出轴承支座的支反力，进一步求出轴承的当量动载荷，然后计算轴承的寿命画不告诉轴的受力图并确定支点之间的距离见图 带轮安装的轴上的轮毂宽L=(1.5-2)d0 为安装带轮处的轴径，即高速轴的第一段轴径 取第一段轴的长度为 d0=d1=30mm。第2段轴的长度取和低速轴的滴2段轴的长一样的对应关系，但考虑该轴段上的轴承宽度B=18故去该轴段的长为49mm，带轮中心到轴承A支点的距离L3=50/2+49+18/2=83mm,高速轴两轴承之间的支点距离为低速轴的支点的距离减去两轴承宽度之差，应为135-4=131因

26、对称布置，故L1=L2=131/2=60.5mm高速轴上齿轮的受力和低速轴的力大小相等，方向相反，即Ft1=2187N.mm Fr1=Fttan20=769 N.mm注：高速轴上安装有带轮，带对轴的压力 作用在高速轴上，对轴的支反力计算有影响，安装不同，该力对轴的支反力影响不同。在这里又3种情况和该压力引起的支反力相加来确定轴承最后的受力 因齿轮相对于轴承对称布置，A，B支座的支反力数值一样，估计计算一边即可。求轴承A处支反力：水平面FAH=FBH=Ft1/2=1093.5N垂直平面FAV=FBV= Ftr1/2=384.5N求合力FtA=（FAH2+FAV2)=1159N考虑带的压力对轴承支

27、反力的影响，因方向不定，以最不利因素考虑MB=0FR(L3+L2+L1) -FAR(L2+L1)=0FAR = FR(L3+L2+L1)/ (L2+L1)=2669.7N轴承受到的最大力为FAmax =1159+2669.7=3828.7N正常使用情况，查教材表13-9和13-10的:fT=1,fP=1.2,=3,查附录B：轴承6208的基本额定动载荷C=29.5NLh1=106/60n*(fTC/fPP)3=10932h设计项目计算及说明主要成果2假设带对轴的压力作用如图所示，和Fr作用在同一平面，求轴承A处支反力：水平平面:FAH=FBH=Ft1/2=1093.5N垂直平面:MB=0FR(

28、L3+L2+L1)+ Fr L1 -FAR(L2+L1)=0FAv = (FR(L3+L2+L1)+ Fr L1)/ (L2+L1)=3014.3NFA=（FAH2+FAV2)=3206.5N求轴承B处支反力水平平面:FAH=FBH=Ft1/2=1093.5N垂直平面:FBV= Fr +FR- FAV= -784.4NFBV= -784.4N设计项目计算及说明主要成果说明原假设方向反了，方向应该向上FB=（FBH2+FBV2)=1345.6N比较轴承A处和轴承B处的受力情况，可以看出轴承A处的受力较大，轴承寿命以A处计算即可，抽出的当量动载荷P= FA= 3206.5N 正常使用情况fT=1,

29、fP=1.2, =3,查附录B轴 承6028 的基本额定动载荷 C=29.5N,代入公式Lh2=106/60n*(fTC/fPP)3=18620h3假设带对轴的压力和Ft作用在同一平面，求轴承A处支反力：水平平面：MB=0FR(L3+L2+L1)+ Ft L1 -FAH(L2+L1)=0FAH = (FR(L3+L2+L1)+ Ft L1)/ (L2+L1)=4571N垂直平面FAV= Fr /2= 769/2=384.5 N.mmFA=（FAH2+FAV2)=4586.1 NLh3=106/60n*(fTC/fPP)3=6364h低速轴：正常使用情况，查教材表13-9 和13-10 的fT=1,fP=1.2, =3, 查附录B轴承6212C