单级圆柱齿轮减速器说明书

1、东 南 大 学课程设计报告机械设计基础02608126甄栋华指导教师：李集仁2010年6月9日目录单级圆柱齿轮减速器一、工作要求2二、原动机选择3三、传动比分配4四、各轴转速和转矩计算5五、传动零件设计计算 61. 带传动的设计及校核 62. 变速箱齿轮设计及校核73. 链传动设计及校核84. 最终实际传动比9六、轴的设计计算及校核101. 计算轴的最小直径 102. 轴的结构设计103. 确定输入轴的各段直径和长度 17七、轴承的选择及计算17八、键的选择和计算17九、联轴器的选择 20十、减数器的润滑方式和密封类型的选择 21十一、参考资料217 / 22一、工作要求运输带传递的有效圆周力

2、F=4000N ,输送速度V=0.75m/s ,运输 带滚筒直径D=300mm。原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲 击，工作时间为10年，每年300天计，单班8小时工作。总体设计 示意图所下：根据以上参数及要求设计其中的单级齿轮减速器。1、原动机选择工作机功率Pw旦 3000W1000工作机转速nw60V =47.746r/min各传动部件效率n 带=0.95;n轴承 =0.985 ;n 齿轮=0.97 ；n 链=0.96;n 滚筒=0.96;n联轴器 =0.99;n 总=0.8243电动机功率PWPo 3W = 3733.7WT| 3 T|T| T|T|带轴承齿轮链.联轴器'滚筒

3、选择电动机型号为Y132M1-6，具体参数：额定功率Po=4kW ;满 载转速 no=960r/min。三、传动比分配各级传动比i 带=2.5i齿轮=4i 链=2.01总传动比总 带齿轮链工作机实际转速总转速误差满足允许的误差要求。四、各轴转速和转矩计算各轴功率Po =37337WP = R m轴承“带=3493.8WP2 =P耳轴承"齿轮=3338.2WP3 =卩2轴承链=3256.6WFl = P3联轴器 滚筒=3000W各轴转速确定n o=96Or/mi nni=384r/mi nn 2=96r/m in n 3=48r/m in根据t二955OP计算各轴的转矩n4=3.71

4、10 N mm丁9550 PoTon。4T1=8.69X 10 N mmT2=3.32X 105N mmT3=6.48X 105N mmTw9550 Pwnw5= 6.00 10 N mm五、传动零件设计计算1. 带传动的设计及校核1.1计算功率工况系数Ka=1（表 13-8）1.2选取普通V带根据PC和no根据表13-15可用A型带，小带轮直径为112mm140mm,考虑带 速，现取d1=130 mm带1.3实际传动比带 _1.4带速二 d nv6.53m/s60000符合要求。1.5中心距初步选取ao实际取值为650mm。查表13-2,基准长度Ld=2500,实际中心距为1.6小带轮包角符

5、合要求。1.7 V带根数计算由 n1、d1 查表 13-3 得到 P0=1.4kW由i查表13-5得到 P0=0.11kW由 查表13-7, K尸0.97由 Ld 查表 13-3 , Kl =1.09应取3根。1.8轴上压力查表13-1, A型带q=0.1kg/m，单根V带的初拉力F。二500 "空1 Lqv2 =154.43N zv lk«丿作用在轴上的压力.«1=2zF0 sin920.33N22. 变速箱齿轮设计及校核2.1材料选择齿轮均采用45钢表面淬火处理，硬度4050HBS,;查表11-5知安全系数SH=1.3, 9=1.52.2由齿面接触强度计算尺寸

6、精度暂取为9级，根据表11-3载荷系数K=1.2许用应力二 HSH= 876.92MPaf；-F -二 460MPa Sf查表11-4, Ze=188 ;对于标准齿轮Zh=2.5小齿轮直径d143.967根据表4-1选取模数m=2.5选取齿数为实际传动比实际齿轮直径单级圆柱齿轮减速器中心距+查表11-6,齿宽系数=0.82.3校核齿轮弯曲强度由图11-8和11-9得到齿型系数YFa1=2.8； Ysa1=1.58YFa2=2.25 ； Ysa2=1.77齿面危险截面弯曲应力F1 =2KTYFa1Ysa! =268MPa V ；F =460MPa bm Z12KT2YFa2YSa2二f2 宁 竺

7、=241MPa < ；F =460MPa bm Z12.4齿轮圆周速度1.01 m/s <2 m/s用9级精度设计制造是合适的。3. 链传动设计及校核3.1链轮齿数传动比为2，由表13-12选取Z1=27，取Z2=69,实际传动比Z2Z1= 2.56i8 / 22误差在允许范围内。3.2链条节数取中心距a0=40p单级圆柱齿轮减速器19 / 22Lp込ZiZ2p(P2ao勺勺）2：、134节2-：3.3计算功率由表13-15查得工况系数Ka=1.0得到计算功率FC=Ka P=3.34kW3.4链条选取由ni和Po查图13-33得节距 p=19.05mm。3817N单根链条Km=1查

8、图13-33在该工作点处应选取链型号为12A，3.5中心距a=ao=4Op=762mm3.6链条速度z p n , " /v1.05m/ s60000符合速度要求，无须验算静力强度。3.7轴上压力确定FCFq =1.2F =1.2 1000 : v3.8链轮尺寸分度圆直径p1d118 = 50.9mmsinZ1d 2 二 i d1 = 130 .3mm4. 最终实际传动比总传动比总 带齿轮链工作机实际转速满足允许的误差要求六、轴的设计计算及校核1. 计算轴的最小直径查表 11.3,取：c =1101 1(p1 评*4.416 评I 车由：dimin =c 一 j =110 汇I =

9、23.4mm屮丿i458.2丿丄1轴.月 _P2 F _ 24.198II 轴：d | im in c， I 110 汉| 41.8mm丿< 76.4丿. 1 1I p "Vf 4 073 ¥III 车由：du imin = c，j =110 汇 =41.4mmg丿i 76.4丿考虑有键槽，将直径增大5%dmin =41.81 5% = 43.89mm.2. 轴的结构设计选材45钢，调质处理.由表11.1,查得4 =275MPa、b = 640MPa, j =155MPa.s =355MPa由表11.4查得'4 b =60MPaT2J2 =524917N mm

10、.联轴器的计算转矩ca二Ka T2由表10.1,查得KA =1.3Tca=1.3*322000=418600按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械课程设计简明手册表7-16,选择弹性柱销联轴器,型号为：HL3型联轴器公称转矩为：630N.m半联轴器I的孔径:d仁35mm半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为：L 1=60mm.2.1 轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布齿轮左面由套 筒定位,右面由轴肩定位，联接以平键作为过渡配合固定，两轴承均以轴肩定位.2.2 确定轴各段直径和长度将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器

11、相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定.右 端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得：轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故取轴环直径d5=56mm.确定轴各段直径和长度I段：d仁35mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不

12、压在轴的端面上，故段的长度应比略短长度取 L仁58mmII 段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体 外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为50mmL2=50+20=70mm取齿轮距箱体内壁距离为：a=10mm.Ill段直径 d3=45mmL3=19+a+45-43=31mmW段直径d4=50mm,已知齿轮轮毂的宽度为45mm为了使套筒端面可靠地压紧齿 轮，此轴段应略短与轮毂宽度,故取：L4=43mmV段直径 d5=52mm. 长度

13、 L5=10mmVI段长度与轴承宽相同，即 L6=19mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.2.3轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接按d|v=72mm查手册P53表4-1,得：平键截面b h = 20 12,键槽用键槽铣 刀加工,长为：63mm.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为； H% ,半联轴器与轴的联接,选用平键为：=14 7汉70,半联轴器与 轴的配合为：H7丘.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差 为:m6.2.4确定轴上圆角和倒角尺寸，参照课本P228表11.2,取轴端倒角为:1.6 45 ,各

14、轴肩处圆角半径:I -II 段左端取R1.6 ,其余取R2 , VI -VII处轴肩定位轴承，轴承圆角半径应大于过 渡圆角半径，由手册G =2.0,故取VI -VII段为R1.6.2.5求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时，查手册P75表6-7,轴承30211型，取a二21因此，作为简支梁的轴的支撑跨距L2 L3 =49 132,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图，可看出截面处计算弯矩最大，是轴的危险截面.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度A2.6.1作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2 =341.985mmT2 =524.917N m，=3070NFr = Ft 坦

15、5 -1137NCOS PFa =Ft ta J： =582N .2.6.2 求作用于轴上的支反力水平面内支反力_ RH 1 RH - Ft ,Ft x47 = RH2(47 + 49).Ft =3070N.已“ =1583N,Rh2 =1487N.垂直面内支反力Rv1 - Rr + Rv2 = 0,«Rv1 x96 Fr x49 + Ma = 0,F a d 2Fr =1137N,Ma = =99518N mm. 2Rv-450N, Rv 1587N.2.6.3 作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.Ft 2 l3M h t 23 =73608N,mm.2 *3M v2

16、 = Rv2l 2 = 78557 N mm, Mv = MvM = -20961 N由M = Mh2 M v2计算总弯矩M1 = 736082-20961 2 二 76534N mm,M2 = S736082 785572 -107654N mm.2.6.4 作出扭矩图:T2=0.6 524917 = 314950.2N mm.2.6.5 作出计算弯矩图Mca1 =M1 =76534N mmM ca2 =1076542314950.22 =332840N mm2.6.6 校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核caMca由表11.52呦bt(d -t)32 2d由表4-1,取t

17、 =7.5,计算得：W = 294887,得332840"莎而汁羽丄“60"%故安全-2.7精确校核轴的疲劳强度校核该轴截面IV左右两侧.2.7.1 截面IV右侧：由课本P233表11.5,得: 抗弯截面模量W =0.1d3 =0.1 553 =16637.5mm3.抗扭截面模量333WT =0.2d=0.2 55 = 33275mm ,截面IV右侧的弯矩4936M = 33284087413N mm,49截面IV世上的扭矩T2 =524917N mm,截面上的弯曲应力5.25MPa16637.5截面上行的扭转切应力T2 _ 524917WT " 33275=15

18、.78MPa .截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数：欝及:，由图 1.15,查得：20 =0.036,D 二色=1.09,d 55d 55得：.=2.0,:=1.31.由图1.16,查得：材料的敏性系数为：q. =0.82,： =0.85, 故有效应力集中系数为：k =11 =1 0.822.0-1 =1.82,k =1 q ：-1 =1 0.85 1.31-1 =1.26由图1.17,取：尺寸系数-0.68;扭转尺寸系数：；.=0.82. 按磨削加工，由图1.19,取表面状态系数：=-=0.92.轴未经表面强化处理，即：,=1.计算综合系数值为：K 上丄一仁2.76k 1.K1-1.62

19、J PT T T取材料特性系数：I =0.1=0.05.计算安全系数Sea ：由式，得K、= 18.98Wm1= 11.76.K -亠 m由表11.6,取疲劳强度的许用安全系数：S = 1.5.S、S2Sea/s 2 + S ：-S S故可知其安全.2.7.2 截面IV左侧抗弯截面模量18.98 11.7615.1 S = 1.5、18.98211.762W =0.1 d 0.1 60 21600mm3.抗扭截面模量333Wt =0.2d=0.2 60 = 43200mm .弯矩及弯曲应力, M 87413M =87413N mm,、b4.05MPa ,W 21600扭矩及扭转切应力2 =52

20、4917Nmm, t二 524917 二佗伽卩玄,Wt43200过盈配合处的“值：且=3.16,由 =0.8 乂，得：匕=2.53.轴按磨削加工，由图1.19,取表面状态系数为：= 0.92.故得综合系数单级圆柱齿轮减速器K .二乞丄 一1 =3.16-1=3.25,&空0.92K 止丄一1=2.53 L 1 = 2.62. 叫蔦0.92275所以在截面IV右侧的安全系数S20.89,1556m 3.25 疋 4.05 + 0.102.62 121520.05 1215222S、S.20.89 16.22ScaJsf +s；<20.892 +16.222= 12.81 S =15

21、故该轴在截面右侧的强度也是足够的3. 确定输入轴的各段直径和长度(略)七、轴承的选择及计算一、从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10 X300Xl6=48000h(1) 由初选的轴承的型号为：6209,查1表14-19可知:d=55mm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已知 nll=121.67(r/mi n)两轴承径向反力：FR仁FR2=1083N根据课本P265 (11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS仁FS2=0.63FR1=0.63x108

22、3=682N t 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求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本 P265S( 14-14 )得e=0.68FA1/FR1<e x仁1 FA2/FR2<e x2=1y仁0y2=0(4) 计算当量载荷P1、P2根据课本 P264<( 14-12 )取 f P=1.5根据课本P264 (14-7)式得P仁 fP(x1FR1+y1FA1)=1.5 ><1 X1083+0)=1624NP

23、2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5 >(1 X1083+0)=1624N(5) 轴承寿命计算 P1=P2 故取 P=1624N深沟球轴承e=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264 (14-5)式得LH=106(ftCr/P) 60n=106(1 X31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h预期寿命足够佃/ 22单级圆柱齿轮减速器二.主动轴上的轴承：(1)由初选的轴承的型号为：62061 表 14-19可知:d=30mm外径 D=62mn®度 B=16mm, 基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷C0=111.

24、5KN,2 表10.1可知极限转速13000r/mi n根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10 X300Xl6=48000h已知 nl=473.33(r/mi n)两轴承径向反力：FR仁FR2=1129N根据课本P265 (11-12 )得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS仁FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N t 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=711.8N FA2=FS2=711.8N求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本 P265S( 14-14 )得e=0.68FA1/FR1<e x仁1 FA2/FR2<e x2=1y仁0y2=0(4) 计算当量载荷P1、P2根据课本 P264S( 14-12 )取 f P=1.5根据课本P264 (14-7)式得P仁 fP(x1FR1+y1FA1)=1.5X1 X129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5 X1 X129+0)= 1693.5N(5) 轴承寿命计算t P1=P2 故取 P=1693.5N深沟球轴承卩3根据手册得6206