一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书.docx
《一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书.docx（49页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书
一级直齿圆柱齿轮减速器的设计书
一、传动方案的拟定
由于本设计的要求较低，并已知输出功率，为增大效率，故建立如图所示的传动方案及减速器构造。
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列的三相异步电动机，此系列电动机是属于一般用途的全封闭式自扇冷电动机，结构简单，工作可靠，并且价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
Ｐd＝ＰＷ／η总（kw）
其中ＰＷ＝FV/1000=1200×2.1/1000=2.52（kw）
带传动
轴承
齿轮传动
联轴器
驱动卷筒
传动
效率
η带
η轴承
η齿轮
η联轴器
η滚筒
0.96
0.98
0.97
0.99
0.96
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833
Pd=ＰＷ／η总=2.52/0.833=3.03（kw）
1、确定各级转速
滚筒转速工作转速
n筒=60×1000v/πD=60×1000×2.1/（π×400）=100.32（r/min）
取v带传动比i1=2~4一级圆柱齿轮减速器传动比i2=3~6则总传动比合理范围为ia=6~24电动机的转速范围可选为
n=n×ia=100.32×（6~24）=601.92~2401.68（r/min）
查设计手册表12—1取电动机型号Y100L-2
电动机型号
额定功率
kw
电动机转速
（r/min）
电动机质量
k
同步转速
满载转速
Y132M1-6
4
1000
960
73
电动机主要外形和安装尺寸
中心高H
外形尺寸
L（AC/2+AD）×HD
地脚安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×GD
132
515×345×315
216×178
12
38×80
10×42
电动机类型
Y系列
传动装置的总效率：
η总=0.833
电机所需工作功率
Pd=3.03KW
滚筒工作转速
n筒=100.32r/min
选取电机转速：
n电=1000r/min
三、传动装置的运动和动力设计：
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
i总=nm/n=960/100.32=9.6
初步取 i齿轮=4则 i带=9.6/4=2.4
n0=n电机=960r/min
nI=n0/i带 =960/2.4=400r/min
nII=nI/i齿轮=400/4=100r/min
（2）计算各轴的输入功率：
I0轴：
P=P工作=3.03KW
Ⅰ轴：
PI=P×η带=3.03×0.96=2.91（KW）
Ⅱ轴：
PII=PⅠ×η轴承×η齿轮=2.91×0.98×0.97=2.77
（３）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率故：
P’Ⅰ=PⅠ×η轴承=2.91×0.98=2.85KW
P’Ⅱ=PⅡ×η轴承=2.77×0.98=2.71KW
（４）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
T=9550·P电/nm=9550×3.03/960=30.14（N·m）
Ⅰ轴：
TI=T·i带·η带＝
=30.14×2.4×0.96=69.44（N·m）
Ⅱ轴：
TII=TI·i齿轮·η轴承·η齿轮
=69.44×4×0.98×0.97=264.04（N·m）
（６）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：
T’Ⅰ=TI×η轴承＝
=69.44×0.98=68.05（N·m）
T’Ⅱ=TII×η轴承=264.04×0.98=258.76（N·m）
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·m）
转速n
r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3.03
30.14
960
Ⅰ轴
2.91
2.85
69.44
68.05
400
Ⅱ轴
2.77
2.71
264.04
258.76
100
电动机主要外形和安装尺寸
中心高H
外形尺寸
L（AC/2+AD）×HD
地脚安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸
F×GD
132
515×345×315
216×178
12
38×80
10×42
总传动比
i总=9.6
各级传动比
i齿轮=4
i带=2.4
四、齿轮传动的设计：
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
初估速度：
小齿轮选软齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选７级
（2）、初选主要参数
Z1=25，i=４
Z2=Z1·i=25×４=100
φd=1.1
（3）、按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1 ≥［kT1（u+1）（ZEZH）2/（φd u[σH ]2）］1/3
确定各参数值
载荷系数查表取K=1.2
小齿轮理论转矩
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.91/400
=69476（N·mm）
材料弹性影响系数
由课本16-8ZE=189.8
许用应力查课本表16-4
查表16-7按一般可靠要求取SH=1.1
则
取两式计算中的较小值，即［σH］=364Mpa
于是d1≥76.43[kT1（u+1）/（φd u[σH]2）] 1/3
=76.43[1.2×69476×（4+1）/（1.1×4×3642）] 1/3
=68.34mm
（4）确定模数
m=d1/Z1≥68.34/25=2.73
取标准模数值m=3
（5）再按齿根弯曲疲劳强度校核计算
用公式
校核
式中
小轮分度圆直径d1=m·Z1=3×25=75mm
齿轮啮合宽度b=Ψd·d1=1.1×75=82.5mm
复合齿轮系数YFa1=2.80YFa2=2.18
许用应力
σFlim1=450MPaσFlim2=280Mpa
查表16-7，取SF=1.4，
Ysr1=1.55,Ysr2=1.79
则有值：
计算弯曲应力
带入公式得：
σF1=38.99<［σF］1
σF2=33.91<［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
（6）几何尺寸计算
d1=m·Z1=3×25=75mm
d2=m·Z2=3×100=300mm
a=m·（Z1+Z2）/2=3×（25+100）/2=187.5mm
b1=85mmb2=82.5mm
（7）验算初选精度等级是否合适
齿轮圆周速度v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×75×400/（60×1000）
=1.57m/s
选择7级精度合适。
选取齿轮模数
m=3mm
齿轮参数
d1=75mm
d2=300mm
b2=85mm
b1=82.5mm
计算中心距
a=187.5mm
计算圆周速度
V=1.57m/s
五、V带设计
（1）确定计算功率
查表得KA=1.1则PC=PKA=1.1×4kw=4.4kwn=960r/min
（2）选择V带的型号
由课本图18-7，确定选用A型V带
（3）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本P232表18-4查得:
推荐的小带轮最小基准直径dmin为75mm
现取dd1=100mm>dmin=75mm
故有：
dd2=n1/n2·dd1=960/400×100=240mm
由课本P230注中V带的基准直径系列中取标准直径
dd2=236mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2= =960×100/236=406.78r/min
转速误差为：
n2 -n2’/n2=（400-406.78）/400=-0.016<0.05（允许）
带速：
V=πdd1n1/（60×1000）=π×100×960/（60×1000）=5.02m/s
此带速在5～25m/s范围内，带轮直径选择合适。
（4）确定带长和中心矩
根据课本P220中推荐公式初步确定中心距a0：
推荐公式:
0.55（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
代人皮带轮直径：
0.55（100+240）≤a0≤2×（100+240） 有：
187mm≤a0≤680mm
选择：
a0=500mm
由课本中的V带基准长度计算公式可求得近似带长：
L0=2a0+（π/2）·（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2 /4a0
=2×500+1.57（100+240）+（240-100）2/（4×500）=1543.6mm
根据课本P232表（18-4）选取Ld=1600mm
根据课本P236式（18-17）计算中心距：
a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-15643.6）/2=500+20=528mm。
（5）验算小带轮包角
应使α1 ≥120°，
否则要加大中心距或增设张紧轮，得：
α1 =180°-（dd2-dd1）/a×57.3°=180°-（240-100）/528×57.3°
=180°-16.5°=164.8°＞120°（包角合格）
（6）确定带的根数
根据课本表（18-5）查得单根普通A型V带的基本额定P0=0.95KW
根据课本表（18-9）查得单根普通V带i≠1时，额定功率的增量
△P0=0.17KW，根据课本表（18-10）查得包角修正系数Kα=0.96
根据课本表（18-11）得：
KL=1.01
由课本P218式（13-15）得：
Z= Pc /［P］=Pc/［（P0+△P0）KαKL］
=4.4/[（0.95+0.11）×0.96×1.01]= 4.28 故选取皮带Z=5根
（5）计算作用在带的张紧力和压轴力
由课本表18-3查得A带单位长度质量q=0.1kg/m，
由P238式（18-21）计算单根V带的初拉力：
F0=［500Pc/ZV］·［〔2.5/Kα〕-1］+q·V2
=[500×4.4/（5×5.02）×（2.5/0.96-1）+0.1×5.02]=145.53N
作用在带轮轴上的压力FQ，由课本式（18-22）
FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×5×145.53×sin（164.8°/2）=1442.52N
六、传动轴的设计
机座壁厚
δ
8
地脚螺钉直径
df
18.75
轴承旁联接螺栓直径
d1
14.06
轴承端盖螺钉直径
d3
10.31
大齿轮顶圆与内机璧距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
外机壁与轴承端面距离
△3
10
外机壁与轴承端盖距离
l2
60
轴承端盖外径
t
9.7
1、输入轴的设计
（1）、按扭矩初算轴径
因小齿轮分圆直径太小，选用齿轮与轴同体结构，共用材料45钢调质，由课
P174表16-4得硬度217～255HBS
根据课本P276（21-2）式
d≥C（P/n）1/3
查P2277,表21-2，取c=115 （因作用于轴上的弯矩比传递的转矩大）
d≥C（P/n）1/3=115（2.91/400）1/3=22.28mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=21.92×（1+5%）=23.40mm
∴选择标准直径尺寸d=25mm…
（2）、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，齿轮右端由轴肩定位，左端用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定，结构方案如下图。
（3）、确定轴各段直径和长度
按从左到右，顺序排列各个轴直径段的序号，以此为①段、②段…
1段：
V型皮带轮安装段
该段安装v型皮带轮，在各轴段中直径最小。
考虑结构尺寸等因素,取直径为：
d1=25mm 。
（大于按扭矩计算之轴颈）
由P224表13-10，可计算带轮宽度B：
Bmin=（z-1）e+2fmin =（5-1）×15+2×9=78mm，选取B=78mm
考虑到轴端挡圈的安装，此段轴长度取L1=76mm
轴与带轮由平键连接，轴上平键键槽：
宽b=8mm，深t=4mm。
轴头倒角C=1.0×45°
2段：
润滑密封段
d2=d1+8=33mm
该段轴位置处于安装带毛毡圈密封的轴承盖中，因d2为33mm并非是毡圈密封轴径的标准尺寸，因而可参考毛毡圈密封标准尺寸d2=35mm来设计。
毛毡圈宽度可定为b=7mm，轴承盖内端顶轴承外环的凸台宽度为t=10mm。
安装轴承的轴头伸出轴承1mm。
考虑到螺钉头及预留空间长度j=15mm，所以该段轴长度为：
L2=l2+t-△3-b-1+j=60+9.7-17-10-2+15=55.7mm
3段：
滚动轴承安装段
初选6207型深沟球轴承，其内径为d3=35mm装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为b=17mm，外径为D=72mm。
额定动负荷：
25700N
考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：
△2
〉δ=10mm，取△2=10mm轴承端面和箱体内壁也应有一定距离：
△3=10mm。
考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度。
该段档油盘宽度为20mm
故该段轴长度为：
L3=b轴承+2+20=17+2+9=39mm，
4齿轮所在段
该段长为齿轮宽度，因齿轮与轴为一体，故该段轴的直径有齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于d4和d5。
现齿根圆直径De=67.5mm故De＞d4（d5）。
d4=38
L4=85-1=84mm
5轴肩
d5=45L5=8mm
6段：
右轴承安装段
初选6207型深沟球轴承，其内径为d6=35mm,装轴承的轴颈倒角为1×45，轴承宽度为：
b=17mm，外径为：
D=72mm。
额定动负荷：
25700N
考虑齿轮在箱体内的润滑散热空间需要，齿轮端面和箱体内壁的距离为：
△2=10mm，轴承端面和毛面的箱体内壁也应有一定距离：
△3=10mm
考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度，
故该段轴长度为：
L6==38mm
设计结构尺寸时应注意以下细节：
1、处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度大2，这样可以避免轴端部倒角
减其与轴承内孔的接触长度。
2、处于带轮孔中的轴长度比带轮宽度小2，这样便于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。
3、处于齿轮安装孔中的轴长度比齿轮宽度小2，其目的是使左边套筒能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。
高速轴的各段结构尺寸表（单位：
mm）
段号
轴颈
段
轴颈直
径
号
轴颈直
径尺寸
轴颈长
度代号
轴颈长
度尺寸
相关零件
配合部位
配合部位
结构尺寸
①
带轮安装段
d1
25
L1
76
带轮宽度
78
②
润滑密封段
d2
33
L2
55.7
密封宽度
12
③
左轴承安装段
d3
35
L3
39
轴承宽B
17
④
齿轮宽度段
d4
38
L4
84
齿轮宽度
85
⑤
轴肩
d5
45
L5
8
⑥
右轴承安装段
d6
35
L6
38
轴承宽B
1
7
在结构示意图中两支承点取轴承宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带轮宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。
为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。
本方案中两支承点距离LAB=142mm，
齿轮中心距两支承距离LCA=LCB=71mm,
皮带轮中心距B支承LDB=104.2mm
具体情况见下页高速轴受力示意图：
高速轴受力示意图：
高速轴受力及弯矩合成情况见下图：
（3）、轴受力情况计算
2已知小齿轮分度圆直径d1=75mm
②已知轴上的扭矩T2=68050N·mm
3圆周力：
Ft
得：
圆周力:
Ft=2T2/d1=2×68050/75=1515N
4求径向力Fr
得：
径向力:
Fr=Ft·tanα=1515×tan20°=551N
⑤因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以：
LA=LB=71mm
A、轴受力示意图（如上页图a）B、绘制轴受力简图（如上页图b）
⑥轴承作为支承点其上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分：
其中
A、齿轮受力作用在支承点上的支反力为：
水平支反力:
FAy齿 =Ft·LBC/LAB =1515×1/2=757.5N；
FBy齿 =Ft-FAy=757.5N；
以上情况是由齿轮上圆周力作用于两个支承点产生的水平支反力。
垂直支反力为：
FAz齿 =Fr·LBC/LAB =551×1/2=275.5N；
FBZ齿 =Fr-FAZ=275.5N；
B、皮带拉力在支点产生的支反力为：
FA带=FD·LBD/LAB =1231.9×85/100=1047.12N
FB带=FD +FA带=1231.9+1047.12=2279N
（4）、绘制垂直面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图c）
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在水平面弯矩为
MC1=FAz齿L/2=419.3×100/2=20965N.mm=20.97N.m
（5）、绘制水平面内轴受齿轮力弯矩图（如上页图d）
截面C在垂直面弯矩亦对称，为:
Mc2=FAy齿L/2=1152×100/2=57600N.m=57.6N.m
（6）、绘制轴受齿轮力的合成弯矩图（如上页图e）
MC合1=（MC12+MC22）1/2=（20.92+57.62）1/2=61.27N·m
（7）、绘制FD皮带拉力产生弯矩图（如图f）
MB3=FD·LBD=1231.9×85=104711.5Nmm=104.71Nm
MC3=MB3/2=104.71/2=52.36Nm
（8）、绘制合成弯矩图（如上页图g）
因皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限情况处理，因而有：
MC合2=MC3+MC合1=52.36+61.27=113.63Nm
MB合2 =MB3+0=104.71Nm
（9）、绘制扭矩图（如上上页图h）
转矩：
T=9.55×（P2/n2）×103 =9.55×2.304/383×103=57.45N·m
（10）、绘制当量弯矩图（如上上页图i）
由图中可知C、B截面的当量弯矩最大，故应计算该截面当量弯矩：
转矩产生的扭剪力可按脉动循环变化处理，按P246取α=0.6，
按P246式（14-5）截面C、B处的当量弯矩：
Mec=[MC合22+（αT）2]1/2=[113.632+（0.6×57.45）2]1/2=118.74N·m
MeB=[MB合2+（αT）2]1/2=[104.712+（0.6×57.45）2]1/2=110.24N·m
（11）、校核危险截面C、B处的强度
从合成后的当量弯矩图中可知B截面弯矩最大，是危险截面，因此应校核该截面强度。
由P241表14-1求得轴材料及强度：
40Gr调质σB =750MPa，
由P246表14-3查得：
[σ-1]b=70MPa 由P246式（14-5）可知：
σeB=MeB/0.1d33=110.24×103/（0.1×353）=25.71MPa<[σ-1]b
而：
σec=Mec/0.1d33=118.74×103/（0.1×43.75）=14.17MPa<[σ-1]b更不存在问题。
∴经验算：
轴的强度足够。
（注：
d3=35mm为左轴承安装处轴直径）
但值得注意的是距离B支点左9mm的φ35、φ41轴径变化处，由于应力集中才是危险截面。
但由于σeB-C的应力远小于[σ-1]b所以也无重大问题可言。
B、输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）σB=650MPa
取c=113
d≥c（P3/n3）1/3=115×（2.71/100）1/3=32.39mm
考虑到其上有键d>=32.39×1.05=34.014
取d=35mm（最小轴颈尺寸）
低速度轴各部结构尺寸表
轴颈
段号
轴颈
段名
轴颈直
径代号
轴颈直
径尺寸
轴颈长
度代号
轴颈长
度尺寸
相关零件
配合部位
配合部位
结构尺寸
①
联轴器安装段
d1
35
L1
81
联轴宽度
82
②
右轴承密封段
d2
42
L2
53.7
密封宽度
12
③
右轴承段
d3
45
L3
41
轴承宽B
19
④
齿轮安装段
d4
47
L5
81.5
齿轮宽度
82.5
⑤
轴肩
d5
54
L4
8
⑥
左轴承安装段
d6
45
L6
32
轴承宽B
19
注：
表中轴承段号在结构示意图中由右向左排列。
2、轴的结构设计
（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，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用套筒轴向定位，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，轴呈阶梯状，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。
详细情况见上页低速度轴的结构的示意图
（2）确定轴的各段直径和长度
初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，外径为85mm，宽度为19mm。
额定动负荷, Cr 29100 N
（3）、支承受力及合成当量弯矩及强度校核
①大齿轮分度圆直径d2=300mm
②大齿轮上转矩T3=264.04N·m
4圆周力Ft：
Ft=2T3/d2=2×264.04×103/300=1760N
5求径向力Fr:
Fr=Ft·tanα=1760×tan20°=640.68N
6LA=LB=70.75mm
具体计算如下：
A、求解支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
水平方向的支反力:
FAY=FBY=Ft/2=880N
垂直方向的支反力:
FAZ=FBZ=Fr/2=640.68/2=320.34N
B、在水平面c内弯矩为
MC1=FAY L=880×
升级会员 