单级圆柱齿轮减速器[]

1、设计题目：单级圆柱齿轮减速器计算过程及计算说明一、传动方案拟定第九组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1电动机；2 三角带传动；3减速器；4联轴器；5-传动滚筒；6-皮带运输机1、传动方案的分析与拟定(1) 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年,小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。(2) 原始数据：滚筒圆周力 F=1900N带速V=2.55m/s；滚筒直径D=240mm滚筒长度L=250mm3、方案拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具 有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用 维护方便。、电动机选择1

2、、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：2n总=n带Xn轴承x齿轮x联轴器x n筒=0.96>0.982>0.97>0.99><0.96=0.85 (2)电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n总=1900x2.55/1000x0.85=5.7KW查手册得 P 额 = 7.5kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60 X1000V/ (冗D)=60X000X2.25/nX00=97.45r/min按推荐的传动比合理范围， 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 ig=34取V带传动比ip=2.53.5,

3、则总传动比理时范围为I总=7.514。4、确定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd =i 总 Xn庐(7.514)X97.45=7311364r/min适合这一范围的有750r/min和1000r/min,因此选择电动机的型号为 Y系列160M-6 , n 满=970r/min.三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=“电动/n筒=970/97.45=9.95 2、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积：i总=i齿轮xi带取齿轮i带=3 （单级减速器i=2.53.5合理）i总=i齿轮X带'i 齿轮=i 总/i 带=9.95/3=3.32四、运动参数及动力参数计算1、计

4、算各轴转速(r/min)no=n 满=970 r/minni=no/i 带=970/3=323(r/min)nii =ni/i 齿轮=323/3.32=97.29(r/min)n| = nii =97.29(r/min)2、计算各轴的功率(KW )Po=P 工作=5.7KWI 轴：Pi =Po n=5.7 X0.96=5.5KWU 轴：Pii =Pi X 轴承 X 齿轮=5.5X0.98X0.97 =5.2KW卷筒轴：pIII= Pii X 轴承 X 联轴器=5.2X0.98 >0.99=5.05 KW3、计算各轴扭矩(N mm)To=9550P。/n °=9550X5.7/9

5、70=56.12 N mTi =9550Pi/ni =9550X5.5/323=162.62N mTii =9550Pii /nii =9550X5.2/97.29=510.43N mTiii =9550Piii /niii =9550X5.05/97.29=715.22N m轴号功率N-1、T/P/kW/(r.min )(N m)i05.797056.122.515.5323162.6225.297.29510.434.0235.0597.29495.711五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通V带截型由课本P130表8.12得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X

6、7.5=8.25KWni=970r/min由课本P131图8.12得：选用A型V带(2) 确定带轮基准直径，并验算带速查资料表6- 5, 6- 6则取 dd1=125mm>dmin=75dd2=ni/ nil dd1=970/323X125=375mm 由课本 P115 表 8-3，取 dd2=375mm 实际转动比 i= dd2/dd1 =375/125=3 带速 V: V=冗dd1nI/60X1000= nl25X970/60X1000=6.3m/s带速合适)(3) 确定带长和中心矩根据课本P132式(8-14)得0.7(dd1+dd2)0O电(dd1+dd2)0.7(125+375

7、)令oM125+375)所以有：350mmao1000mm预选ao=65O由课本P132式(8-15)得带的基准长度：Lo=2ao+1.57(ddi+dd2)+(dd2+ddi)/4ao =2X650+1.57(125+375)+(375+125)/(4 X65。) =2181mm根据课本P1仃表8.4取基准长度：Ld=224omm根据课本P132式(8-16)得：aao+ ( Ld-Lo) /2=65o+ (2240-2181) /2=679.5mmamin=a-O.O15 Ld =679.5-O.O3 >224O=747mm amax=a+O.O15 Ld =679.5+O.O3&g

8、t;224O=646mm(4) 验算小带轮包角可适当增大中一般使a1羽2O0 (特殊情况下允许a 1为O0,若不满足此条件, 心距或减小两带轮的直径差。根据课本P132式(8-仃)得a=180°-【(dd2-dd1 )/a】X57.3°=18O0-【(375-125) /679.51 X57.30=158.90>1200 (满足)(5) 确定带的根数由式zPc确定V带根数，(R+AR )心幺查 6 -3 表得 R = 1.18 kW，查 6 -7 表得虫R = 0.11kW查 6-2 表得 Kl = 0.99, K. = 0.89贝U Z=PC/ (P0+AP0) K

9、l K. =2.71/ (0.97+0.11) >0.99 0.89=2.47故要取3根A型V带6)计算轴上压力由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m,由课本P132 式(8-19)单根A型普通V带的初拉力：Fo=(500Pc/ZV) >(2.5/Ka-1) +qV2=(500X2.64/304.92)X(2.5/0.98-1)+0.1 X922N=141.1N则作用在轴承的压力Fq，由课本P133式(8-20)Fq=2ZF 0sin a/2=2>3>=840.4N(7)设计结果：选用3根A-1600, GB11544-佃97 A型普通V带

10、中心距 a=500mm,带轮直径 dd1=100mm, dd2=236mm轴上压力Fq=840.4N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45C调质，齿面硬度为220240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170210HBS;根据机 械零件设计手册选8级精度。齿面精糙度 Ra<3.26.3口(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d1 洱6.43(kT1(u+1)/©dU叩2)1/3由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=3.32取小齿轮齿数： Z1=25则大齿轮齿数：Z2=iZi=3.32 >25=83实际传动

11、比 I0=83/25=3.32传动比误差：( i-i0)/I=()/3.32=0%<2.5% 可用齿数比： u=i0=3.32(3)转矩 T1T1=9550>P/n11=9550>5.7/510.43=106.64N m(4)载荷系数 k由课本P185表10-11取k=1.1(5)许用接触应力闭用= MimZNT/SH 由课本 P181 图 10-24 查得：0HlimZ1 =560Mpa OHIimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数 NlNL1=60njLh =60n1rth=60>323>1>(10>300>1

12、6)=9.3>10888NL2=NL1/i=9.3>108/4=2.93>108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2=1.15SH=1.0通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数oh1= oHlim1 Znt1 /Sh =560 X1.0/1.0Mpa=560MpadH2= Mim2ZNT2/SH=530X1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：di洱6.43(kTi(u+1)/©du oh2)"32 1/3=76.431 XI62620(4+1)/1 X4>5602 mm=82.28mm?模数：

13、 m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本 P165 表 10-3 取标准模数： m=4mm(6) 校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P187 (10-24)式0F=(2kTi/bm2Zi)YFaYsa珂 of确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=4X25mm=100mmd2=mZ2=4X100mm=400mm齿宽：b= dd1=1 X100mm=100mm取 b=100mm b1=105mm(7) 齿形系数YFa和应力修正系数Ysa根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得YFa1=2.65Ysa1=1.59YFa2=1.34Ysa2=1.80

14、(8)许用弯曲应力 oF根据课本 P180 ( 10-14)式：of= oFlim YstYnt/Sf由课本 P182 图 10-25C 查得：oFiim1=210Mpa o=iim2 =190Mpa由课本 P183 图 10-26 查得：Ynt1=1 Ynt2=1试验齿轮的应力修正系数 YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度选取安全系数 SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力ctfi= oFliml YSTYNTl/SF=210/1.3Mpa=162Mpao-f2=(o=iim2 YstYnt2/Sf =190>/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式2 oF1=(2kT1

15、/bm2Z1)YFa1YSa1=(2X1.1 >48700/50X22=90.3Mpa< oF1oF2=o F1YF2YS2/YF1YS1=(90.3>1.34>1.8/2.65 1>.59)Mpa=84Mpa< oF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9) 计算齿轮传动的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm(10) 计算齿轮的圆周速度 VV= Ttd1n2/60 X1000=3.14X100 X97.29/60X1000=3.78m/s查表的选 8级精度是合适的六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减

16、速器传递的功率属中小功率， 对材料无特殊要求， 选用 45#调质，并经调质处理，硬度 2仃255HBS,抗拉强度(Tb=590Mpa弯曲疲劳强度(T -i=255Mpa g=60Mpa根据课本 P265 (14-2)式，d丸(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265,查表14-1,取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴的转速1/31/3d 淘(p E/n )=( 102.72118) (2.092/427) mm=1820mm考虑有键槽，将直径增大 5% ，则d= (1820)x(1+5%)mm= (18.921)选 d=20mm2、轴的结构设计(1)轴上零件

17、的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布， 齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。联接 以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过盈配合固定。( 2)确定轴各段直径和长度工段： d1=d=20mm 长度取 L1=55mmII 段: d2=d1+2hh=2c 查表得 c=1.5mm d2=d1+2h=20+2 >2 X1.5=26mm°d2=26mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.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

18、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55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故II段长：L2= (2+20+16+55)=93mmIII 段直径 d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直径 d4=d3+2h=32+2X3=38mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3该段直径应取：(26+3X2) =32mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为 32mmV段直径 d5=30mm.长度 L5=15mm由上述轴各段长度

19、可算得轴支承跨距 L=108mm(3) 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知di=mz仁50mm 求转矩：已知 Ti=48700Nmm 求圆周力： Ft根据课本P184 (10-15)式得Ft=2T i/di=2X48700/50=i948N 求径向力 Fr根据课本P184 (10-15)式得Fr =Ft tan 0=佃48Xan200=709N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm(1)绘制轴受力简图(如图 a)( 2)绘制垂直面弯矩图(如图 b)轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂

20、直面弯矩为M ci =FAyL/2=354.5 用4=佃143 N - mm(3) 绘制水平面弯矩图(如图 c)截面 C 在水平面上弯矩为：Mc2=FazL/2=974 用4=52596N mm(4) 绘制合弯矩图(如图 d)2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(Mc1 +Mc2 )=(佃143 +52596) =55971N mm(5) 绘制扭矩图(如图 e)转矩：T=9.55X(P/n2)Xl06=48700N mm(6) 绘制当量弯矩图(如图 f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取0 =1，截面 c 处的当量弯矩2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( 0T)21/2=

21、559712+(1 X48700)21/2=74191N mm(7) 校核危险截面C的强度由式 ce=Mec/0.1cfc3 得33oe=Mec/0.1d3 =74191/0.1X32=22.6MPav (n=60MPa该轴强度足够。.AAL、*用TS1召F 2/I1 LUL . 人图2rTln酥*n图巴仪TIIJ 11 _J_图f2）输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质,并经调质处理，硬度2仃255HBS,抗拉强度（T b=590Mpa弯曲疲劳强度（T -i=255Mpa z=60Mpa1、按扭矩初算轴径根据课本P265 (14-2)式，d丸(

22、p/n)1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265,查表14-1,取c=102.72118d 淘(p IH/n IH) 1/3 =( 102.72118) (2.01/106.82)1/3mm=28.531mm考虑有键槽，将直径增大 5% ，则d= (28.531)1+5%)mm= (3033)由设计手册取标准值 d1=30(1)轴的零件定位，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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和

23、皮带轮依次从右面装入。大带轮轮毂靠轴肩、 平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。( 2)确定轴的各段直径和长度工段： d1=30mmL 1=55mmII 段: d 2=d1+2hh=2c查指导书取c=1.5mmd2=di+2h=30+2X 2X 1.5= 36；d2=36mm初选6207型滚动球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱 体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为 20mm，则该段长 96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm。III 段直径 d3= d2+2h =42mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直径 d4=d3+2h=42+2X3=48

24、mm长度与右面的套筒相同，即 L 4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3该段直径应取：(36+3X2) =42mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为 42mmV段直径 d5=40mm.长度 L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=108mm(3)按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d2=200mm 求转矩：已知 T2=9.55X(Pn/nm)Xl06=187X03N m 求圆周力Ft :根据课本P184 (10-15式得3Ft=2T2/d2=2X187X103/200=1870N 求径向力Fr根据课本P184 (10-

25、15式得Fr=Ft tan o=1870X).36379=680.6N 两轴承对称.'LA=LB=50mm(1)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N(2)由两边对称，书籍截 C 的弯矩也对称截面 C 在垂直面弯矩为Mci =FayL/2=340.3 用4=18376.2N mm(3) 截面 C 在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=935 用4=50490N mm(4) 计算合成弯矩2 2 1/2Mc=(Mc12+M c22)1/2=(18376.22+504902)1/2=5373

26、0N mm(5) 计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=1 ,截面C2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c +( aT) =53730 +(1 X187000)=194566N mm(6) 校核危险截面C的强度3oe=Mec/ (0.1d3) =275.06/(0.1 >40 )=30.4+Mpa< o-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16X365X10=58400 小时1、计算输入轴承( 1) . 求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数f p=1.

27、2，温度系数f t=1 。已知轴颈d2=26mm转速ni=427.27 r/min ，假设轴承仅受径向载荷 R和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Fti =2Ti/d 1=2 X487OC/50=佃48NFr1=Ft1tan20=709N因轴承对称齿轮分布，故 R1=R2=Fr1/2=354.5NPi=fp Ri=1.2 X 354.5=425.4NP2=ft XR2=1X 0.56 X 354.5=198.52N2. 试选轴承型号根据计算轴颈d2=26mm初选6206型，查指导书P154附10-2得该型号轴承的基本额定动载荷 Cr=19500N基本额定静载荷COr=115

28、00M3. 由预期寿命求所需 CR>R，即按轴承1计算C=P1/f tX (60n Lh/106)1/3= 425.4X(60X427.27X58400/106)1/3=5104.8N因Cv Gr=11500N,故选此轴承型号为6206型2、计算输出轴承1. 求轴承的当量动载荷 P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数f p=1.2，温度系数f t=1 。已知轴颈d2=40mm转速m=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷 R和F2，由直 齿齿轮受力分析公式 P184 式 10-15 可得：Ft2=2OOOT2/d 2=2X187X103/200=

29、1870NFr2=Ft2tan20=680.6N因轴承对称齿轮分布，故 F1=F2=Fr2/2=340.3NP1=f p R1=1.2 X 340.3=408.4NP2=ft XR2=1X 0.56 X 340.3=190.568N2. 试选轴承型号根据计算轴颈d2=40mm初选6207型，查指导书P154附表10-2得该型号轴承的基本额定动载荷 G=25500N基本额定静载荷 0=1520023. 由预期寿命求所需 CR>R，即按轴承1计算C=P1/ f t X (60n Lh/106)1/3=408.4 X (60X 106.82 X58400/106)1/3=2943.3N因Cv Gr=15200N,故选轴承型号为6207型八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取c p=100Mpa1 、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径 d1=20mm,L1=55mm查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=6mmh=6mm键长范围L=14-70mm键长取L=L1（ 510） =50mm键的工作长度l=L b=44mm强度校核：由P276式14-7得c p=4Ti/dhl=4 X 48700/20 X 6X 44 =37Mpa< c p（100Mpa）所选键为：键