单级圆柱齿轮减速器.docx

1、单级圆柱齿轮减速器设计题目：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=250mm。3、方案拟定：采用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，

2、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：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=19002.55/10000.85=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=601000V/（D）=6010002.25/500=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，则总传动比理时范围为I总=7.514。4、确

3、定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd =i总nw=（7.514）97.45=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=n电动/n筒=970/97.45=9.952、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i带取齿轮i带=3（单级减速器i=2.53.5合理） i总=i齿轮i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、计算各轴转速（r/min）n0=n满=970 r/minnI=no/i带=970

4、/3=323(r/min)nII=nI/i齿轮=323/3.32=97.29(r/min)nIII= nII =97.29(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）Po=P工作=5.7KW 轴: PI=Po带=5.70.96=5.5KW轴：PII=PI轴承齿轮=5.50.980.97=5.2KW卷筒轴：pIII= PII轴承联轴器=5.20.980.99=5.05 KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）To=9550Po/no=95505.7/970=56.12 NmTI=9550PI/nI=95505.5/323=162.62NmTII=9550PII/nII=95505.2/97.29=510.

5、43NmTIII=9550PIII/nIII=95505.05/97.29=715.22Nm轴号功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 05.797056.12 2.5 15.5323162.62 25.297.29510.434.02 35.0597.29495.711五、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=1.17.5=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65，66 则取dd1=125mmdmin=75 d

6、d2=nI/ nIIdd1=970/323125=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=dd1nI/601000=125970/601000 =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)a02(dd1+dd2)0.7(125+375)a02(125+375) 所以有：350mma01000mm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=2650+1.57(125+375

7、)+(375+125)2/(4650)=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：aa0+（Ld-L0）/2=650+（2240-2181）/2 =679.5mmamin=a-0.015 Ld =679.5-0.032240=747mmamax=a+0.015 Ld =679.5+0.032240=646mm (4)验算小带轮包角 一般使11200（特殊情况下允许1900，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1=1800-【(dd2-dd1 )/a】57.30 =1800-【（375-1

8、25）/679.5】57.30 =158.901200（满足）（5）确定带的根数由式确定V带根数，查63表得1.18kW，查67表得0.11kW查62表得0.99，0.89则 Z=PC/（(P0+P0)=2.71/（0.97+0.11）0.990.89 = 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：F0=(500PC/ZV)（2.5/K-1）+qV2=(5002.64/34.92)(2.5/0.98-1)+0.14.922N =141.1N则作用在轴承的压力FQ，由课本

9、P133式（8-20）FQ=2ZF0sin1/2=23141.1sin167.8/2=840.4N(7)设计结果：选用3根A-1600，GB11544-1997 A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Ra3.26.3m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/d

10、uH2)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=3.3225=83 实际传动比I0=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T1T1=9550P/n11=95505.7/510.43 =106.64Nm (4)载荷系数k 由课本P185表10-11取k=1.1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P181图10-24查得：HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh计算应力循

11、环次数NLNL1=60njLh =60n1rth=603231(1030016)=9.3108NL2=NL1/i=9.3108/4=2.93108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2=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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5601.0/1.0Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5301.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431162620(4+1)/1456021/3mm=82.28mm?模数：m=d1/Z1=8

12、2.28/25=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 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaF确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=425mm=100mmd2=mZ2=4100mm=400mm齿宽：b=dd1=1100mm=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=2.65 YSa1=1.59YFa2=1.34 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力F根据课本P180（10-14

13、）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本P182图10-25C查得：Flim1=210Mpa Flim2 =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F1=Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21.148700/502225) 2.651.59Mpa=90.3Mpa F1

14、F2=F1YF2YS2/YF1YS1=(90.31.341.8/2.651.59)Mpa=84Mpa F2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=d1n2/601000=3.1410097.29/601000=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217255HBS, 抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa根

15、据课本P265（14-2）式，dc(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dc(p/n) 1/3 =(102.72118）(2.092/427)1/3mm=1820mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（1820）(1+5%)mm=（18.921）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

16、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=1.5mmd2=d1+2h=20+221.5=26mmd2=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）=93mmIII段直径d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53

17、mm段直径d4=d3+2h=32+23=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+32）=32mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为32mm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求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm求转矩：已知T1=48700Nmm求圆周力：Ft根据课本P184（10-15）式得Ft=2T1/d1=248700/50=1948N求径向力Fr根据课本P184（10-15）式得Fr=Fttan

18、=1948tan200=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在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=354.554=19143 Nmm(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=97454=52596Nmm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.

19、55（P/n2）106=48700Nmm(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=1，截面C处的当量弯矩Mec=MC2+(T)21/2=559712+(148700)21/2=74191Nmm(7)校核危险截面C的强度由式e=Mec/0.1d33 得e=Mec/0.1d33=74191/0.1323=22.6MPa -1=60MPa该轴强度足够。图a2）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217255HBS, 抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa1、按扭矩初

20、算轴径根据课本P265（14-2）式，dc(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=102.72118dc(p/n) 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

21、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=30mm L1=55mm II段: d2=d1+2hh=2c 查指导书取c=1.5mm d2=d1+2h=30+221.5=36d2=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=53mm段直径d4=d3+2h=42+23=48mm长度与右

22、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+32）=42mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为42mm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=9.55（P/n）106=187103Nm求圆周力Ft：根据课本P184（10-15式得Ft=2T2/d2=2187103/200=1870N求径向力Fr根据课本P184（10-15式得Fr=Fttan=18700.36379=680.6

23、N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=340.354=18376.2Nmm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=93554=50490Nmm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（18376.22+504902）1/2 =53730Nmm(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=1，截面CMec=MC2+(T)21/2=5373

24、02+(1187000)21/2 =194566Nmm(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1403)=30.4+Mpa-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1636510=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fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=26mm，转速n1=427.27 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft1=2T1/d1=248700/50=

25、1948N Fr1=Ft1tan20=709N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2354.5=425.4NP2=ft XR2=10.56354.5=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=11500N。3.由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ft（60n Lh/106）1/3= 425.4（60427.2758400/106）1/3=5104.8N因CCor=11500N，故选此轴承型号为6206型2

26、、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fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=40mm，转速n1=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2187103/200=1870NFr2=Ft2tan20=680.6N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3NP1=fP R1=1.2340.3=408.4NP2=ft XR2=10.56340.3=190.568N2.试选轴承型号 根据计算轴颈d2=40mm，初选62

27、07型，查指导书P154附表10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=25500N，基本额定静载荷Cor=15200N。3.由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft （60n Lh/106）1/3=408.4（60106.8258400/106）1/3=2943.3N因CCor=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=6mm，h=6mm，键长范围L=14-70mm。键长取L=L1（

28、510）=50mm。键的工作长度l=Lb=44mm。强度校核：由P276式14-7得p=4T1/dhl=448700/20644 =37MpaP(100Mpa)所选键为：键C650GB/T10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=32mm,L3=53mm查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22110mm。键长取L=L3（510）=45mm。键的工作长度l=Lb=35mm。强度校核：由P276式14-7得p=4T1/dhl=448700/32835 =21.8MpaP(100Mpa)所选键为：键A1045GB/T10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=42mm,L3=53mm查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28140mm。键长取L=L3（510）=45mm。键的工作长度l=Lb=33mm。强度校核：由P276式14-7得p=4T2/dhl=4187000 /42833 =67.5MpaP(100Mpa)所选键为：键A1245GB/T10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=30mm,L1=55mm