单级圆柱齿轮减速器设计

1、20机械设计基础课程设计 机械设计说明书设计题目： 单级机圆柱齿轮减速器 机械电子工程系 系 08一体化 专业 2 班 设 计 者： 曹刘备 学 号： 080522043 指导老师： 马树焕 2010 年 6 月 19 日 目录一、 传动装置总体设计二、 V带设计三、 各齿轮的设计计算四、 轴的设计五、 校核六、 主要尺寸及数据七 、 设计小结 设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置1已知条件：运输带工作拉力 F = 3200 N。 运输带工作速度 v= 2 m/s 滚筒直径 D = 375 mm 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳。，室内，工作，水分和灰度正常状态，环境最高温

2、度 35 。要求齿轮使用寿命十年 。一、 传动装置总体设计一、 传动方案 1） 外传动用v带传动2） 减速器为单级圆柱齿轮齿轮减速器3） 方案如图所示二、 该方案的优缺点： 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分单级渐开线圆柱齿轮减速器。轴承相对于齿轮对称，要求轴具有较大的刚度。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计算与说明

3、（一）电机的选择 工作机所需要的功率 Pw =F×v=6400w =6.4 kw 传动装置总效率：总=带轮×齿轮×轴承×轴承×联轴器=0.95×0.97×0.99×0.99×0.99=0.89 电机输出功率 P =Pw/总= 7.11 kw 所以取电机功率P =7.5kw 技术数据： 额定功率 7.5 kw 满载转速 970 R/min 额定转矩 2.0 nm 最大转矩 2.0 nm选用Y160 M-6型 外形查表19-2（课程设计书P174）A:254 B:210 C:108 D:42 E:110 F:

4、12 G:37 H:160 K:15 AB:330 AC:32 AD:255 HD:385 BB:270 L:600二、 V 带设计总传动比 定 V带传动比i1=3.2 定 齿轮传动比i2=3外传动带选为V带由表12-3（P216）查得Ka=1.2 Pca=Ka×P = 1.1×7.5=9KW所以 选用B型V带 设小轮直径d1=125 d1/2H 大带轮直径 d2=i1×d1=3.2×125=439.6 所以取d2=400 所以 i1=d2/d1=3.2 所以大带轮转速n2=n1/i1=303(R/min) 确定中心距a和带长L0 0.7（d1+d2）a

5、2（d1+d2） 367.5a1050 所以初选中心距 a0=500 =1861查表12-2（P210）得L0 =2000中心距 中心距调整范围 amax =a+0.03ld=629.5 amin =a0.015ld=539.5小带轮包角 确定V带根数Z 参考12-27 取P0=1.32KW由表12-10 查得P0=0.11Kw由查表得12-5 查得包角系数K0.96 由表12-2(P210)查得长度系数KL=1.06计算V带根数Z，由式（5-28机设）取Z=5根计算单根V带初拉力F0，由式（12-22）机设。 由式12-22（机设）q=0.19计算对轴的压力FQ，由式（12-23机设）得小带

6、轮基准直径d1=125 mm采用实心式结构。大带轮基准直径 d2= 400 mm，采用孔板式结构。三、 各齿轮的设计计算 1齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=31 ，则Z2=31×3=93 设计准则按接触疲劳强度计算，按齿根疲劳强度校核。运动参数及动力参数计算计算各轴转速（R/min） n1= nm /i1=970/3.2=303 R/min n2= n1/i2=

7、303/3=101 R/min 计算各轴的功率（KW） P1=P×带轮=7.125KW P2=P1×轴承×齿轮=6.84KW传递扭矩（N·mm） T1 = 9.55××P1/n1= 9.55××7.125/303= 2.2×载荷系数k 由表（10-4机设） 因载荷平稳取k=1.1齿宽系数a 轻型减速器 a=0.3许用接触应力H 由图10-26（c）Hlim1=600MPa Hlim2=560MPa取较小值代入安全系数由表（10-5课设）查的SH=1H1= Hlim1/SH=600 MPa H1 = Hli

8、m1/SH=560 MPa按齿面解除疲劳强度计算式（10-25机设） a=(u+1) ×确定齿轮参数及重要尺寸圆整中心距 取a=180mm 模数 m=2a/(z1+z2)=2.9 由表（10-1课设） 取m=3 齿轮分度圆直径d1 =mz1 =93mm d2= mz2=279mm校核齿根弯曲疲劳强度确定有关参数由上可知 K=1.1 T1=225N.mb=a×a=0.3×180=54圆整后取 b1=55 b2=60许用弯曲应力 F由图10-24（c）得Flim1 =210MPa Flim2=180MPa安全系数由表10-5 取 SF=1.3F1= Flim1 /SF

9、=161.5MPa F2= Flim2 /SF=138.5MPa 由图10-23得 YF1=2.65 YF2=2.2F1=2KT1YF1/bm2z=83.6F1 F2=F1/F1=69.4F2计算齿轮的圆周速度V V=n1d1/60×1000=1.9m/s V 6m/s 所以8级精度合适四、 轴的设计1选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理。 由表16-1（机设）强度极限 b=650MPa 屈服极限 s=360MPa 弯曲疲劳极限-1= 300 MPa 由表 16-2（机设） 可知118 c 107 取c=118从动轴

10、的设计1 按扭矩初估轴的直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=50mm2 轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式。1）、联轴器的选择已知从动轴的转矩T=650N.m 由表19-1（机设）查得运输机的工作情况系数KA=1.5 故 TC=KA×T=975 N·m 由表18-3（课设）选用弹性柱销联轴器，HL4 公称扭矩为1250N.m 材料为铁 许用转速为2800r/min 允许轴孔直径D取4056 满足要求2）轴承选择初选用621

11、2深沟球轴承技术数据 基本尺寸: d=60 D=110 B=22 安装尺寸: da=69 Da=1013) 各轴段直径的确定 （1） 用于安装联轴器 d1=50（2） 用于联轴器的轴间定位 d2=55（3） 轴承的安装 d3=60（4） 安装齿轮 d4=65（5） 齿轮的轴肩定位 d5=80（6） 用于轴承的轴肩定位 d6=65（7） 安装轴承 d7=604) 各轴段长度的确定 （1）查表18-3(课设)得 L1=84 （2）考虑轴承端盖 L2=50 （3）考虑轴承取套筒为29 L3=53 （4）齿轮齿宽为55 L4=53 （5）轴肩 L5=10 （6）保持两轴承对称 L6=30 （7）考虑轴

12、承宽度 L7=665） 按弯曲复合强度计算 齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×P/n=6. 5×N·mm=650N·m 齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=4.68KN 径向力：Fr=Fttan20º=1.7KN 齿轮分度圆直径 d=279mm因为两轴承对称，所以LA=74（1） 绘制剪力图a (2)绘制垂直面弯矩图b和水平面弯矩图c 轴承支座反力 Fay=FBy=Fr/2=0.85KN FAz=FBz=2.34KN 由两边对称知，截面C的玩具也对称，截面C在垂直面最大弯矩为 Mc1=FAyL/2=62.9N.m截面C在水平面最

13、大弯矩为 Mc2=FAzL/2=173.1N.m(3)绘制复合弯矩图d最大弯矩为Mc=N·m（4）绘制当量弯矩图eMec=N·m（5）绘制扭矩图f T=650N.m (6)校核危险截面C的强度e=269/0.1d=9.6MPa<-1b所以该轴强度足够。主动轴的设计1 按扭矩初估轴的直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dmm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=41mm2 轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式， 1）轴承选择初选用6209深沟球轴承技术数据 基

14、本尺寸 ： d=45 D=85 B=19 安装尺寸 ： da=52 Da=782) 各轴段直径的确定 （1） 轴承的安装 d1=45（2） 安装齿轮 d2=50（3） 齿轮的轴肩定位 d3=55（4） 用于轴承的轴肩定位 d4=60（5） 安装轴承 d5=45（6） 带轮的安装,考虑轴承端盖等因素 d6=41 3) 各轴段长度的确定 （1）考虑轴承宽度，取套筒长29mm L1=48 （2）齿宽为60mm L2=58 （3）定位轴肩 L3=10 （4）用于轴承轴肩定位 L4=30 （5）安装轴承，考虑轴承宽度，取套筒长29mm L5=66 （6）安装带轮，考虑轴承端盖 L6=1204） 按弯曲复

15、合强度计算 齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=225N.m 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=4.8KN 径向力：Fr=Fttan20°=1.7KN 齿轮分度圆直径 d=93mm因为两轴承对称，所以LA=87(1)绘制剪力图a(2)绘制垂直面弯矩图b和水平面弯矩图c 轴承支座反力 Fay=FBy=Fr/2=0.85KN FAz=FBz=2.4KN由两边对称知，截面C的玩具也对称，截面C在垂直面最大弯矩为 Mc1=FAyL/2=62.9N.m 截面C在水平面最大弯矩为 Mc2=FAzL/2=177.6N.m(3)绘制复合弯矩图d最大弯矩为最大

16、弯矩为 (4)绘制当量弯矩图e（5）绘制扭矩图f T=220N.m (6)校核危险截面C的强度e=269/0.1d=21.5MPa<-1b所以该轴强度足够。五、 校核1 轴承的校核 1） 从动轴上轴承的校核 (1)根据条件预计轴承寿命 LH=10×365×12=43800 h 由初选轴承型号为6212 查表得 d=60 D=110 B=22 径向额定动载荷C=31.5KN 基本静载荷Co=27.8KN 极限转速为7000r/min 已知 n=90r/min Cr=36.8KN 轴承支座反力FR1=FR2=1.3KN FS=0.63FR=0.77KN 查表18-11得

17、e=0.26 由于两轴承对称，所以 FA1=FA2=FS=1.3KN 取任意一端为压紧端，现在取1端为压紧端 FA1/FR1=0.62e FA2/FR2=0.62e 所以 X1=0.56 X2=0.56 ()计算当量动载荷P1、P2 P1=0.56×1.23+1×0.77=1.45 KN P2=0.56×1.23+1×0.77=1.45KN(3)计算轴承寿命LHP1=P2=1.45KN =3由表18-8（机设） 查得 ft=1由表18-9（机设） 查得 fF=1.2由式18-3（机设）Lh=106/60n(ftC/ fFF) =156107h 预期寿命足

18、够，此轴承合格 2） 主动轴上轴承的校核 (1)根据条件预计轴承寿命 LH=10×365×12=43800h 由初选轴承型号为6209 查表得 d=45 D=85 B=19 径向额定动载荷C=31.5KN 基本静载荷Co=17.5KN 极限转速为9000r/min 已知 n=303r/min Cr=24.5KN 轴承支座反力FR1=FR2=2.5KN FS=0.63FR=1.6KN 查表18-11得 e=0.26 由于两轴承对称，所以 FA1=FA2=FS=2.5KN 取任意一端为压紧端，现在取1端为压紧端 FA1/FR1=0.63>e FA2/FR2=0.63>

19、;e 所以 X1=0.56X2=0.56 ()计算当量动载荷P1、P2 P1=0.56×2.5+1×1.6=3KN P2=0.56×2.5+1×1.6=3KN(3)计算轴承寿命LHP1=P2=3KN =3由表18-8（机设） 查得 ft=1由表18-9（机设） 查得 fF=1.2由式18-3（机设） Lh=106/60n(ftC/ fFF) =81255h 预期寿命足够，此轴承合格2键的校核： 键1 18×11 L=50 键2 16×10 L=50 键3 14×8 L=80 查表14-2（机设）得 p=120MPa 由p=4

20、T/dhLc 得 p1=4×6.5×/60×11×(50-18)=103<p p2=4×2.25×/53×10×(50-16)=49.9<p p3=4×2.25×/41×8×(50-12)=72.2<p所以键的强度足够3 各部件的润滑 1）齿轮的润滑 因为齿轮的圆周速度12m/s，所以采用浸油润滑方式，高速齿轮 浸入由约0.7个齿高，低速齿轮浸入1/6个齿轮 2）滚动轴承的润滑因浸油润滑的传动部件的圆周速度>2m/s，所以采用飞溅润滑方式六、 主要尺寸及数据箱体尺寸底座壁厚 =0.25a+1=5.5 取=7.5箱盖壁厚 1=0.08=14.4底座上部凸缘厚度 h0=1.5=11.25箱盖凸缘厚度 h1=1.51=21.6_底座下部凸缘厚度 h2=2.25=16.9地脚螺栓直径 df=M16地脚螺栓数目 n=6底座与箱盖连接螺栓直径 d1=M8轴承盖螺栓直径 d2=M8轴承座联接螺栓直径 d3=0.85df=M12螺栓间距 L=150定位鞘直径 d=6地脚螺栓孔凸缘配置尺寸 c1=25 c