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| 带式输送机的传动装置简图|机；角带传动;—减速器；一联轴器;—传动滚筒；一皮带运输机C、传动方案的分析与拟定 2工作条件：连续单向运转，年,1载荷平稳，空载启动，使用小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。2 原始数据：滚筒圆周力 9带速滚筒直径 4滚筒长度 53、 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，同时因为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。二、电动机选择1、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：n总书带xn2轴承xn齿轮xn联轴器"滚筒=0.96义0.982x0.97X0.99X0.96=0.85（2>电机所需的工作功率：p工作=fv/1000n总二1900义2.55/1000X0.85=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=60X1000V/<nD）二60X1000X2.25/nX500=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=3~4。取V带传动比ip=2.5~3.5，则总传动比理时范围为I总二7.5~14。4、确定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd=i,总Xn=7.5~14)X97.45=731~1364r/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=n电动/n筒二970/97.45二9.952、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积i『i齿轮Xi带取齿轮i带二3单级减速器i=2.5~3.5合理）.北尸齿轮Xi带=i/i=9.95/3=3.32=i/i=9.95/3=3.32齿轮总带四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速r/min）n0n满=970r/minnI=no/i带=970/3=323（r/min>nII=n/i齿轮=323/3.32=97.29(r/min>nIII=nII=97.29(r/min>计算各轴的功率KW)Po=P=5.7KWI轴：PI=Pon带=5.7X0・96=5.5KWII轴：PII=PIXn轴承Xn齿轮=5.5X0.98X0.97=5.2KW卷筒轴： piixn轴承Xn联轴器=5.2X 9计算各轴扭矩N•mm)To=9550 X N•mTI=9550P/nI=9550X5.5/323=162.62N-mTII=9550PII/nII=9550X5.2/97.29=510.43N-mTm=9550PII/nm=9550X5.05/97.29=715.22N-m轴号功率P/kWN/(r.min-过/(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=1.1X7.5=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贝4取dd1=125mm>dmin=75dd2=nI/nII-dd1=970/323X125=375mm由课本P115表8-3,取dd2=375mm实际转动比i=dd2/dd1带速V：V=ndd1n/60X1000=nX125X970/60X1000=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°.7（%+%>气央（41+%>0.7（125+375>Wa0W2X（125+375>所以有：350mmWa0W1000mm预选a0=650由课本P132式8-15）得带的基准长度：L0=2a0+1.57（dd1+dd2>+（dd2+dd1>/4a0=2X650+1.57（125+375>+（375+125>2/（4X650>=2181mm根据课本P117表8.4取基准长度：Ld=2240mm根据课本P132式8-16）得:2』+3。）/2=650+<2240-2181）/2=679.5mmamin=a-0.015Ld=679.5-0.03X2240=747mmamax=a+0.015Ld=679.5+0.03X2240=646mm（4>验算小带轮包角一般使a1^1200特殊情况下允许a1三900,若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。根据课本P132式8-17）得a1=1800-【（dd2-dd1>/a】X57.30=1800-【<375-125）/679.5】X57.30=158.90>1200<满足）<5）确定带的根数由式 确定带根数，□查6—3表得回= kW,查6—7表得回=0.11kW查6—2表得 =0.99,J=0.89贝UZ=PC/<(P0+^P0>-」J=2.71/<0.97+0.11)x0.99x0.89=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查得型普通带的每长质量q=0.1kg/m,由课本式8-19)单根型普通V带的初拉力：F0=(500PC/ZV>X2.5/Ka-1)+qV2=(500X2.64/3X4.92>X(2.5/0.98-1>+0.1X4.922]N=141.1N则作用在轴承的压力FQ,由课本P133式8-20)FQ=2ZF0sina1/2=2X3X141.1sin167.8/2=840.4N(7>设计结果：选用3根A-1600,GB11544-1997A型普通V带中心距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220~240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据《机械零件设计手册》选级精度。齿面精糙度RW3.2~6.3pm(2>按齿面接触疲劳强度设计由d1三76.43(kT1(u+1>/0du[aH]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=iZ1=3.32X25=83实际传动比10=83/25=3.32传动比误差：i-i0)/I=<3.32-3.32)/3.32=0%<2.5%可用齿数比：u=i0=3,32(3>转矩T1

T1=9550义P/n11=9550义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[O口]H[oH]=aHlimZNT/SH由课本P181图10-24查得:HlimZ1=560MpaHlimZ2=530MpaHlimZ1=560MpaHlimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NLNL1=60njLh=60n1rth=60X323X1X(10X300X16>=9.3X108NL2=NL1/i=9.3X108/4=2.93X108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1ZNT2=1.15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SH=1.0[aH]1=aHlim1ZNT1/SH=560X1.0/1.0Mpa=560Mpa[aH]2=aHlim2ZNT2/SH=530X1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d]N76.43(kT1m+1>仰du[aH]2>1/3=76.43[1X162620X(4+1>/1X4X5602]1/3mm=82.28mm?模数：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P18710-24)式aF=(2kT1/bm2Z1>YFaYSaW[af]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=4X25mm=100mmd2=mZ2=4d2=mZ2=4义100mm=400mm齿宽：b=gddi=1X100mm=100mm取b=100mmb1=105mm(7>齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=100由课本表10-13和表10-14相得Fa1=2.65YSa1=1.59YFa2=1.34 YSa2=1.80(8>许用弯曲应力[OJF根据课本P18010-14)式：[OF]=OFlimYSTYNT/SF由课本图10-25C查得：OFlim1=210MpaOFlim2=190Mpa由课本图10-26查得：YNT1=1YNT2=1实验齿轮的应力修正系数YS1=1.59YS2=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[OF]1=OFlim1YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162Mpa[OF]2=OFlim2YSTYNT2/SF=190X/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式OF1=(2kT1/bm2Z1>YFa1YSa1=(2X1.1X48700/50X22X25>X2.65X1.59Mpa=90.3Mpa<[OF]1OF2=oF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3x1.34x1.8/2.65x1.59>Mpa=84Mpa<[OF]2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=nd1n2/60X1000=3.14X100X97.29/60X1000=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217~255HBS,抗拉强度a ,弯曲疲劳强度a 。a-1 -1根据课本P26514-2）式，dN/C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265,查表14-1,取c=102.72~118P——高速轴的输入功率n——高速轴的转速dN IIII1/3102.72~118）（2.092/427>i/3mm=18~20mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=<18~20）X（1+5%>mm=<18.9~21），选d=20mm2、轴的结构设计<1）轴上零件的定位，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=55mm段:d2=d1+2h\*h=2c查表得c=1.5mmd2=d1+2h=20+2X2X1.5=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）=93mm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由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm（3＞按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm②求转矩：已知T1=48700N•mm③求圆周力：Ft根据课本P18410-15）式得Ft=2T1/d1=2X487/500=01948N④求径向力F根据课本P18410-15）式得F=Ft•tana=1948Xtan200=709N⑤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在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=354.5X54=19143N・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=974X54=52596N•mm（4＞绘制合弯矩图如图d）MC=（MC12+MC22＞1/2=（191432+525962＞1/2=55971N•mm（5＞绘制扭矩图如图e）转矩：T=9.55XP/n2）X106=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a=1,截面C处的当量弯矩Mec=[MC2+(aT>2]1/2=[559712+(1X48700>2]1/2=74191N•mm(7>校核危险截面C的强度由式oe=Mec/0.1d33得ae=Mec/0.1d33=74191/0.1X323=22.6MPa<[a-J=60MPa・••该轴强度足够。

2）输出轴的设计计算因为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217〜255HBS,抗拉强度a ,弯曲疲劳强度a 。a-1 -11、按扭矩初算轴径根据课本P26514-2）式，dN/C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265,查表14-1,取c=102.72~118dN inIII1/3=102.72~118)(2.01/106.82>i/3mm=28.5~31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=<28.5~31)X(1+5%>mm=<30~33)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= 1=55段=d+221Vh=2c查指导书取=1.5d2=d1+2=+2X2X1.5= .6d2=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=48mm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：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①求分度圆直径：已知d2=200mm②求转矩：已知T=9.55义11/)X106=187X103N-mIII③求圆周力Ft：根据课本P18410-15式得Ft=2T2/d2=2X187X103/200=1870N④求径向力Fr根据课本P18410-15式得Fr=Ft-tana=1870X0.36379=680.6N⑤•・•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MC1=FayL/2=340.3X54=18376.2N-mm(3＞截面C在水平面弯矩为MC2=FazL/2=935X54=50490N•mm(4＞计算合成弯矩MC=MC12+MC22)1/2=18376.22+504902)1/2=53730N•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CMec=[MC2+(aT＞2]1/2=[537302+(1X187000＞2]1/2=194566N,mm(6＞校核危险截面C的强度ae=Mec/0.1d3)=275.06/(0.1X403＞=30.4+Mpa＜[a-1]b=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、12由题目工作条件查课本2表1512和151选择载荷系数=1.2,温度系数=1。t已知轴颈=26,转速n=2.2 ，假设轴承仅受径向载荷和，由TOC\o"1-5"\h\z直齿齿轮受力分析公式1式1015可得： 1 2F=2T/d=2X487/5000=1948Nt11 1F=Ftan207=09Nr1t1因轴承对称齿轮分布，故==2=5.51 2r1P=fR=1.2X354.5=425.4NP1P=fXR=1X0.56X354.5=198.52N2t2.试选轴承型号根据计算轴颈2=26,初选6206型，查指导书15附102得该型号轴承的基本额定动载荷=1500,基本额定静载荷rC=11500,。or由预期寿命求所需>,即按轴承1计算12C=P/fX<60nL/160)1/31t h=425.4X<60X427.2X758400/6)101/3=5104.8,因<=11500,故选此轴承型号为6206型or2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷、12由题目工作条件查课本2表1512和151选择载荷系数=1.2,温度系数=1。t已知轴颈=0m转速n1=106.2m假设轴承仅受径向载荷1和R由TOC\o"1-5"\h\z直齿齿轮受力分析公式1式1015可得：=2000 =2X187X 2t2 2 2103/200=1870NF=Ftan20=680.6Nr2t2因轴承对称齿轮分布，故==2= 0.1 2r2P=fR=1.2X340.3=408.4NP1P=fXR=1X0.56X340.3=190.568N2t2.试选轴承型号根据计算轴颈=0m初选620型，查指导书15附表102得该型号轴承的基本额定动载荷=25500n基本额定静载荷=15200。r or由预期寿命求所需>,即按轴承1计算12C=P/fX<60nL/160)1/31t h=408.X4<60X106.82X58400/6)101/3=2943.3N因<=15200n故选轴承型号为620型or八、键联接的选择及校核计算TOC\o"1-5"\h\z因为齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取O =100P1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径=20 =5511查课本2表1得，选用型平键，得：=6m=6m键长范围L=10。键长取L=L1—<5〜10)=50。键的工作长度=t-= 。强度校核：由2式1得a