单级圆柱齿轮减速器 机械设计及自动化专业毕业设计 毕业论文.docx

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单级圆柱齿轮减速器机械设计及自动化专业毕业设计毕业论文

单级圆柱齿轮减速器机械设计及自动化专业毕业设计毕业论文

2009级机械设计基础毕业设计

设计计算说明书

-------单级圆柱齿轮减速器

姓名：

学院：

班级：

指导老师：

日期：

一、课程设计任务

设计题目：

带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。

运动简图

工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5%

原始数据

已知条件

题号2

输送带拉力

2100N

输送带速度

1.6m/s

滚筒直径

400mm

设计工作量      设计说明书一份

减速器装配图1张

减速器零件大齿轮1张，输出轴1张

二、传动方案拟定

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。

1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器

4.连轴器5.滚筒6.运输带

三、电动机选择

1、电动机类型和结构的选择：

选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，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：

式

（1）：

Ｐd＝ＰＷ／ηa　（kw）

由式

（2）：

ＰＷ＝ＦV/1000（KW）

因此　　Pd=FV/1000ηa（KW）

由电动机至运输带的传动总效率为：

η总=η１×η２2×η３×η４×η5×η6

式中：

η1、η2、η3、η4、η5、η6分别为带传动、齿轮轴承、齿轮传动、联轴器、联轴器轴承和卷筒的传动效率。

取η１=0.96，η２＝0.99，η３＝0.96，η４＝0.96，η5=0.98，η6=0.96

则：

　η总=0.96×0.992×0.96×0.96×0.98×0.96

　　=0.824

所以：

电机所需的工作功率：

　　　　Pd　=FV/1000η总

=（2100×1.6）/（1000×0.824）

=4.09（kw）

3、确定电动机转速

卷筒工作转速为：

n卷筒＝60×1000·V/（π·D）

=（60×1000×1.6）/（４00·π）

　　　　　=76.4r/min

根据手册Ｐ6表2.2推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动比

I1’=２～４，取圆柱齿轮传动比范围I’=3～5。

则总传动比理论范围为：

Ｉa’＝６～２0。

故电动机转速的可选范为

N’d=I’a×n卷筒

　　　　　=（16～20）×76.4

=458.4～1528r/min

则符合这一范围的同步转速有：

750、1000和1500r/min

根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：

（如下表）

方

案

电动

机型

号

额定功率

电动机转速

（r/min）

传动装置传动比

同步转速

满载转速

总传动比

V带传动

减速

器

1

Y132S-4

5.5

1500

1440

18.85

3.5

5.39

2

Y132M2-6

5.5

1000

960

12.57

3.14

4

3

Y160M2-8

5.5

750

720

8.31

2.8

3.36

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。

此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：

               满载转速：

960r/min，

               额定功率4KW。

电动机主要外形和安装尺寸：

中心高

H

外形尺寸

Lx（AC/2+AD）×HD

底角安装尺寸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

520×345×315

216×178

12

28×80

10×41

四、各轴运动参数和动力参数的计算

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1）0轴（电动机轴）

2）1轴（高速轴）

3）2轴（低速轴）

4）3轴（滚筒轴）

 汇总结果

P0=4.09KWn0=960r/min

T0=9550P0/n0=9550×4.09/960=40.69N.m

P1=P0×η1=4.09×0.96=3.926KW

n1=n0/i1=960/3.14=306/min

T1=9550P1/n1=9550×3.926/960=122.66N.m

P2=P1×η22×η3×η4

=3.926×0.992×0.96×0.96=3.56KW

n2=n1/i2=306/4=76.43r/min

T2=9550P2/n2=9550×3.56/76.43=461.64N.m

PW=P2×η5×η6=3.56×0.98×0.96=3.34KW

nw=n2=76.43r/minTW=9550PW/nw=9550×3.96/76.4=434.12N.m

参数

轴号

0轴

1轴

2轴

W轴

功P（KW）

4.09

3.93

3.56

3.34

转速n（r/min）

960

306

76.43

76.43

（理论）

转矩T（N.m）

40.69

122.66

461.64

434.12

传动比i

3.14

4

1

效率

0.96

0.904

0.96

P0=4.09KW

n0=960r/min

T0 =40.69N.m

P1=3.926KW

n1=306r/min

T1=122.66N.m

P2=3.56KW

n2=76.43r/min

T2=461.64N.m

PW=3.34KW

nw=76.43r/min

TW=434.12N.m

五、V带传动设计

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、     确定设计功率PC

2、     选择普通V带型号

3、     确定带轮基准直径dd1、dd2。

4、     验证带速V

5、     确定带的基准长度Ld和实际中心距a。

6、     校核小带轮包角α1

7、     确定V带根数Z

8、     求初拉力F0及带轮轴上的压力F0

9、     带轮的结构设计

10、设计结果

由<<机械设计基础>>表8-21得KA=1.3

PC=KAP0=1.2×5.5=6.6KW

根据PC=6.6KW,n0=960r/min。

由图8.12应选B型V带。

由《机械设计基础》图8.6取dd1=140mm，

dd1=140＞ddmin=125mm

dd2=n0dd1/n1=960×140/306

  =439.22mm

按表8.3取标准直径dd2=450mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：

  i=dd2/dd1=450/140=3.214

  n2=n1/i=960/3.21=299

从动轮的转速误差为（299-306）/306=-2.28%

在±5%以内，为允许值。

V=πdd1n1/60×1000=（140×π×960）/（60×1000）m/s=7.0336m/s

带速在5～25m/s范围内。

由式（8.14）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（140+450）≤a0≤2（140+450）

413≤a0≤1180

取a0=1100

由式（8.15）得

    L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0

 =2×1100+（140+450）π/2+（450-140）2/（4×1100）

=3137.22mm

由表8.4选取基准长度La=3150mm

由式（8.160得实际中心距a为

 a≈a0+（La-L0）/2

=1100+（3150-3137.22）=1106.39mm≈1106mm

中心距a的变动范围为

amin=a-0.015Ld

  =1106-0.015×3150

  =1058.75mm

amax=a+0.03Ld=1106+0.03×3150=1011.5mm

由式（8.17）得

    α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o

               =180o-16.06.5o

       =163.9o＞120o

由式（8.18）得

  Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL

  根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得

  P0=2.984KW

取P0=2.98kw

由式（8.11）得功率增量△P0为

   △P0=Kbn1（1-1/Ki）

由表8.18查的Kb=2.649×10-3

根据传动比i=3.214，查表8.19得Ki=1.1373，则

△P0=〔2.649×10-3×960（1-1/1.1373）〕kw

=0.307kw

由表8.4查得带长度修正系数KL=113，由图8.11查得包角系数Kα=0.97,得普通V带根数

  Z=2根

圆整得根

由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为

    F0=×（-1）+qv2

      =〔×（-1）+0.1×6.282〕

     =384.516N

由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为

  FQ=2×F0Zsin（163.9o/2）

    =2×384.52×2×sin（163.9o/2）

    =1522.699N

按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。

选用2根B-1600GB11544-1997V带，中心距a=1106mm，带轮直径dd1=140，dd2=450mm，轴上压力FQ=1522.7N。

KA=1.2

Pc=6.6kw

dd1=140mm

dd2=450mm

i=3.214

n2=299

V=7.0336m/s

a0=1100

La=3150mm

a≈694mm

amin=1058.75mm

amax=1011.5mm

α1=163.9o

P0=2.98kw

Kb=2.649×10-3

△P0=0.307kw

Kα=0.97

Z=2

F0=384.516N

FQ=1522.7N

结果选择2根A-1600GB11544-1997V带。

六、齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：

传递功率P1=3.93KW电动机驱动，小齿轮转速n1=306r/min，大齿轮转速n2=76.43r/min，传递比i=4，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年。

设计步骤

计算方法和内容

设计结果

1、        选择齿轮材料及精度等级。

2、按齿轮面接触疲劳强度设计

3、        主要尺寸计算

4、        按齿根弯曲疲劳强度校核

5、        验算齿轮的圆周速度v。

6、验算带的带速误差。

小齿轮选用45调质钢，硬度为220~250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170~210HBS。

因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第三版中表选9级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。

确定有关参数与系数：

（1）  转矩T1

       T1=9.55×106P/n

         =9.55×106×3.93/306

         =122760000N.mm

（2）  载荷系数K

 查表10.11取K=1.1

（3）  齿轮Z1和齿宽系数ψd

小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=4×25=100。

故Z2=100因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1。

（4）  许用接触应力【σH】由图《机械设计基础》中10.24查的

σHlim1=560MPa     σHlim2=530Mpa

由表10.10查得SH=1

N1=60njLh=60×306×（5×52×24×7）

 =8.01×108

N2=N1/i=1.21×109/4=2×108

查图10.27得：

ZNT1=1   ，ZNT2=1.06

由式（10.13）可得

     【σH】1=ZNT1σHlim1/SH

           =1×560/1=560MPa

     【σH】2=ZNT2σHlim2/SH

                        1.06×530/1=562MPa

故d1≥76..43×3

m=2.33

由表10.3取标准模数m=2.5mm

d1=mz1=2.5×25mm=62.5mm

d2=mz2=2.5×100=250mm

b2=d×d1=1×62.5mm=62.5mm

经圆整后取b2=65mm  

 b1=b2+5mm=70mm

 a=m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+100）=156.25mm

由式（10.24）得出σF,如σF≤【σF】则校核合格确定有关系与参数：

（1）、齿形系数YF

 查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.184

（2）、应力修正系数YS

查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.7985

（3）、许用弯曲应力【σF】

由图10.25查得σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa。

由表10.10查得SF=1.3

由图10.26查得YNT1=YNT2=1

由式（10.14）可得

    【σF】1=162MPa

    【σF】2=146MPa

故σF1=2kT1/（b1m2z1）YFYS

=2×1.1×123×2.65×1.59×1000/（65×2.52×25）=111.93＜[σF1]=162MPa

    σF2=2kT2/（b2m2z2）YFYS

=2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/（65×2.52×105）=85＜[σF2]=146MPa

齿根弯曲强度校核合格

  V1=πd1n1/（60×1000）=0.999m/s

由表10.22可知，选9级精度是合适的。

nw=960/3.21

 =299r/min

γ2=2.28%

输送带允许带速误差为±5%合格。

T1=122760000N.mm

Z1=25

Z2=100

σHlim1=560MPa

σHlim2=530Mpa

N1=8.01×109

N2=2×108

ZNT1=1   ，ZNT2=1.07

【σH】1=560MPa

【σH】2=562MPa

m=2.5mm

b=62.5mm

b1=70mm

a=156.25mm

SF=1.3

YNT1=YNT2=1

V=0.999m/s

齿轮的基本参数

m=2.5

d1=62.5da1=67.5df1=56.25

d2=250da2=255df2=243.75

大齿轮轮廓外形如下图所示：

七、轴的设计

六、轴的设计

1，齿轮轴的设计

（1）确定输入轴上各部位的尺寸（如图）

（2）按扭转强度估算轴的直径

选用45并经调质处理，硬度217~255HBS

轴的输入功率为PⅠ=3.93KW

转速为nⅠ=306r/min

根据书265页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：

d≥25.038~27.612

（3）确定轴各段直径和长度

从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加3%～5%，取D1=Φ30mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·e+2·f

=（2-1）×19+2×11.5=42mm

则第一段长度L1=60mm

右起第二段直径取D2=Φ38mm

根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）

右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ48mm，长度取L4=10mm

右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=67.5mm，分度圆直径为Φ62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为D5=Φ67.5mm，长度为L5=70mm

右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ48mm长度取L6=10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承间为过盈配合P7/h6）

右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ40mm，长度L7=18mm

（4）求齿轮上作用力的大小、方向：

小齿轮分度圆直径：

d1=62.5mm

作用在齿轮上的转矩为：

T=9.55×106·P/n=122760N·mm

求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=2×122760/62.5=3928.32N

求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=4446.46×tan200=1413N

Ft，Fr的方向如下图所示

（5）轴上支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。

水平面的支反力：

RA=RB=Ft/2=1964.16N

垂直面的支反力：

由于选用深沟球轴承则Fa=0

那么RA’=RB’=Fr/2=706.5N

（6）画弯矩图

右起第四段剖面C处的弯矩：

水平面的弯矩：

MC=PA×24=47.136N·m

垂直面的弯矩：

MC1’=MC2’=RA’×24=17N·m

合成弯矩：

（7）画转矩图：

T1=122.66N·m

（8）画当量弯矩图

因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6

可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：

（9）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知MeC2=88.974N·m,由课本表13-1有:

［σ-1］=60Mpa则：

σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）

=88974/（0.1×483）=8.05Mpa<［σ-1］

右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：

σe=MD/W=MD/（0.1·D13）

=73.596/（0.1×403）=11Nm<［σ-1］

所以确定的尺寸是安全的。

受力图如下：

在前面带轮的计算中已经得Z=2

其余的数据手册得到

D1=Φ30mm

L1=60mm

D2=Φ38mm

L2=70mm

D3=Φ40mm

L3=20mm

D4=Φ48mm

L4=10mm

D5=Φ67.5mm

L5=70mm

D6=Φ48mm

L6=10mm

D7=Φ40mm

L7=18mm

Ft=3928.32N

Fr=1413N

RA=RB=1964.16Nm

RA’=RB’=706.5N

MC=47.136N·m

MC1’=MC2’

=17N·m

MC1=MC2

=50.092N·m

T=122.66N·m

α=0.6

MeC2=88.974N·m

［σ-1］=60Mpa

MD=73.596N·mm

σe=11Nm

2.输出轴的设计计算

确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

（2）按扭转强度估算轴的直径

（1）由前面计算得，传动功率P2=3.56kw,n2=76.43r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，

硬度217~255HBS

根据课本（14.2）式，并查表14.1，得

d≥

（3）确定轴各段直径和长度

从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ（40.42~44.5788），根据计算转矩T=9.55×106·P/n=444.825N·m

Tc=RA×T=1.3×444825=578.272N·m查标准GB/T5014—2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长L1=84mm

右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=32

右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=62mm

右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5