单级减速器的设计Word下载.docx

1、承载能力和速度围大、传动比恒定、效率高。噪音大、成本高、一级斜齿圆柱齿轮传动承载能力和速度围大、传动比恒定、效率高、啮合重合度大、传动平稳。成本高、有轴向力产生。普通V带传动传动平稳、噪音小、能缓冲吸振、成本低。轴间距大、外轮廓大（不能作减速器）、传动比不恒定、寿命短。表21常见的机械传动的主要性能选用指标传动机构平带传动V带传动圆柱摩擦轮传动链传动齿轮传动蜗杆传动功率/kw（常用值）小（20）中（100）大（50 000）（50）单级常用值2425圆柱35圆锥231040传动比最大值576880传动效率0.900.970.960.88！0.900.930.970.880.980.400.95

2、许用的线速度（m/s）25253015254020501535外廓尺寸传动精度低中等高工作平稳性好较差一般自锁能力无可有过载保护作用有使用寿命短长缓冲吸振能力差要求制造及安装精度要求润滑条件不需一般不需环境适应性 不能接触酸、碱、油类、爆炸性气体3传动方案分析及拟定（1）运输带的工作拉力F=3.2KN（2）运输带的工作速度v=2m/s（3）卷筒直径D=400mm（4）使用寿命10年（5）工作情况：通风良好，连续工作，均匀，双向旋转，一天2班（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量（7）工作环境：通风良好（8）边界连接条件：原动机采用一般工业电动机；传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹

3、性联轴器连接（9）外形拟定：1、按工作要求和工作条件选用Y系列（IP44）小型三相笼型异步电动机，该型电动机为一般用途笼型封闭自扇冷式结构，具有防止灰尘或其他杂物入侵的特点，B级绝缘，可采用全压或降压起动。该型电动机的工作条件为：环境温度 -15+40,相对湿度不超过90%，海拔高度不超过1000m，电源额定电压360V，频率50Hz。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=2轴承齿轮联轴器2滚筒=0.990.970.990.95=0.90（ 2 ）电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总 =32002/（10000.90） =7.11KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw

4、=601000V/（D）=6010002/（400）=95.5r/min单级圆柱齿轮传动比围ic7.1，故电动机转速的可选围为nd=iNw7.195.5=678.05r/min。由指导书机械设计课程设计手册表12-1查出适合电动机型号：（如下表）电动机型号额定功率kw电动机转速（r/min）电动机质量kg同步转速满载转速Y 160L-87.5750720145由选定电机的满载转速nm，传动比i=nm/Nw=720/95.5=7n小齿=nm=720 （r/min） n大齿=n小齿/i=720/7=102.9（r/min）将传动装置各轴由高速和低速依次定为轴，轴i.为相邻两轴间的传动比1，2，.为

5、各传动构件的传动效率P，P，.为各轴的输入功率，（KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转速（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：轴：n=nm=720（r/min）轴：n= nm/ i =720/7=102.9r/min（2）计算各轴的功率： P=Pd1=7.110.97=6.90（KW） P= P23=6.900.97 =6.63（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95507.11/720=94.31Nmm T= Td1=94.310.9

6、7=91.48 Nmm T= Ti23=91.4870.97=614.94N（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=6.900.99=6.83KWP= P轴承=6.630.99=6.56 KW计算各轴的输出转矩：则：T= T轴承=91.480.99=90.57NT= T轴承=614.940.99=608.79 N综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （Nmm）转速nr/min传动比 i效率输入输出电动机轴7.1194.310.97轴6.906.8391.4890.570.99轴6.636.56614.94608.79102.901确定

7、计算功率查表得KA=1.4，则PC=KAP=1.48=11.2KW2确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据PC=11.2KW及n1=720r/min，查图确定选用B型普通V带。3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径围为112140mm，选择dd1=140mm。（2）验算带速v =5.28m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=7140（1-0.02）=960.4mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=1000mm4确定带长及中心距（1）初取中心距a0得798a02280， 根据总体布局，取ao=1

8、500mm（2） 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=4913.97mm根据标准手册，取Ld =5000mm。（3）计算实际中心距=1543.5mm5.验算包角=148.07120，包角合适。6.确定V带根数ZZ根据dd1=140mm及n1=720r/min，查表得P0=3.13KW,P0=0.22KW中心距a=1543.5mm包角=148.07包角合适（查表得）K=0.89KL=1.18则Z=2.27，取Z=37.确定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.17/m,则=461.55N8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin=23461.55sin=2713.62N1选定齿轮传动类型、材

9、料、热处理方式、精度等级。齿轮采用软齿面。查课本表11-1，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为286HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为217HBS。查课本表11-2，齿轮精度初选7级。2初选主要参数小轮齿数 Z1=20 ，i=7大轮齿数 Z2=Z1i=207=140由课本表11-6取齿宽系数d=13转矩T1=T2=600N.mm4查课本表11-3，取载荷系数k=1.25查课本表11-4材料的弹性影响系数 6许用接触应力HH= HlimZN/SH 由课本表11-1查得：Hlim1=620Mpa Hlim2=400Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按每周五个工作日，每天24h计算，由公式N=

10、60njLh计算应力循环次数N1=60720812524=4.98x108N2=N1/i=4.98x108/7=7.11x107查课本图11-8和图11-9，得接触疲劳寿命系数ZN1=0.93 ZN2=1.1由表11-5按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZN1/SH=6200.93/1=576.6MpaH2=Hlim2ZN2/SH=4001.1/1=440Mpa选用较小值按面接触疲劳强度设计7.07模数：md1/Z1=7.07/20=0.35mm取课本P57表4-1标准模数第一数列上的值，m=3（7）校核齿根弯曲疲劳强度小轮分度圆直径d1=mZ1=320=60mm齿轮啮合

11、宽度b=dd1 =160=60mm查课本图11-8齿轮系数 YF1=2.81 YF2=2.13查课本图11-9应力修正系数YS1=1.56 YS2=1.83 许用应力 由课本表11-1查得 Flim1=220MPa Flim2=200Mpa查课本表11-5 ，取SF=1.3取 YN1=YN2=1则F1= YN1Flim1/SF=1220/1.0=220MpaF2= YN2Flim2/SF=1200/1.0=200MpaF1=2KT1YF1YS/bm2z1=21.3108498.612.811.56/（603220）=114.50MpaF1F2=F1 YF2YS2/ YF1YS1=114.502

12、.131.83/（2.811.56）=101.81MpaF2 故满足齿根弯曲疲劳强度要求（8） 几何尺寸计算d1=m20=60 mmd2=mZ2=3140=420 mma=m （Z1+Z2）/2=3（20+140）/2=240mmb=60mm b2=60mm 取b1=70mm（9）计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/（601000）=3.1460/（601000）=2.26m/s因为V10m/s，故取7级精度合适 主动轴的设计1、 初步确定轴的最小直径查课本表14-2可得，45钢取C=118，则d118（5.44/120） 1/3mm=42.1mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标

13、准，取d=45mm2、主动轴形状的确定（1）初步选择滚动轴承。查机械设计基础课程设计手册表6-7选用圆锥滚子轴承30209 其尺寸为（2） 轴肩高度。试取（3） 查指导书表8-5，初步选用弹性套柱销联轴器，型号LT2联轴器 ，J型轴孔，L=42。2、 主动轴的形状如下：确定轴各段直径和长度（1）从联轴器起第一段，由于联轴器与轴键联结，因此轴加粗5%。取d1=25mm，根据计算转矩TC=KAT=1.375.14=97.68Nmm，（2）右起第二段直径取d2=30mm，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，取端盖的外端面与联轴器的左端面间的距离为18mm，则取第二段的长度L2=

14、71mm 右起第三段，取d3=40mm，长度取L3= 7mm 右起第四段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为d4=66mm，长度为L4=65mm右起第五段，取d3=40mm，长度取L3= 7mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d7=30mm，长度L6=33mm5、求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于圆锥滚子轴承30209，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。上图中，a为轴的受力图，c为水平面的弯矩图，e垂直面的弯矩图，f为合成弯矩图，g转矩图。从

15、轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C（即齿轮宽度中间截面）是轴的危险截面。6、按弯矩复合强度计算（1）分度圆直径：d1=400mm（2）转矩：已知T11=614.94 N（3）齿轮所受力圆周力：Ft=2T11/d=2614.94/400N=307.47N 径向力：Fr=Fttan200=307.47tan200=112.31N7、轴长支反力：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：FHA=FHB=Ft/2 =153.74N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么FVA=FVB=Fr/2=56.16N8、剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：M

16、HC= FHA0.115/2= 8.840N.mm 垂直面的弯矩：MVC= FVA0.115/2=3.23N.mm合成弯矩：9、当量弯矩： 因加速器双向运转，故认为转矩为对称循环转矩，取修正系数10、判断危险截面并验算强度（1）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。有:-1b=58Mpa 则：e= Me/W= Me/（0.1d33）=2701000/（0.1553）=16.2 Mpa-1（2）右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：e= MD/W= MD/（0.1d13）=259.8453）=28.5 -1所以确定的尺寸是安全的 。从动轴

17、的设计1、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为: dC （P/n）1/33、 从动轴的形状跟主动轴一样3、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴肩和套筒实现，轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 4、确定各段轴的直径（1） 将估算轴d=45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，齿轮和左

18、端轴承从左侧装入，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，同时为很顺利地在轴段二上安装轴承，轴段二必须满足轴承径的标准，故取第二段直径为d2=50mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d3应大于d2，取d3=55mm，用相同的方法确定轴段四、五直径 d4=65mm、d5=60mm（2） 选择轴承型号.由课本表16-2初选深沟球轴承,代号为6210,查指导书表6-1可得:轴承宽度B=20,安装尺寸D=57,故轴段直径d6=57mm.（3） 确定轴各段直径和长度1 段： d1=45mm 长度取L1=82mm3 段： d3=55mm L3=L轮毂-2=60-2=58mm4 段： d4=65mm L4=7mm 5

19、 段： d5=60mm L5=10.5mm6 段： d6=57mm. L6=22mm2 段： d2=50mm L2=82mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=261.5mm5、按弯矩复合强度计算（1）小分度圆直径：d2=60mm已知T1=91.48N（3）圆周力：Ft=304N（4）径向力：Fr=111N6、轴长支反力FHA=FHB=Ft/2 =152 N那么FVA=FVB=Fr/2=55.5N7、右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：0.115=17.48Nm垂直面的弯矩MVC1 = MVC2 = FVA0.115=6.38Nm8、判断危险截面并验算强度已知MeC2=86.6Nm , 由

20、-1b=58Mpa e= MeC2/W= MeC2/（0.1d43）=24.2663）=3.01Nm（2）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：e = MD/W= MD/（0.1d13）=45.06253）=28.8 Nm根据条件，轴承预计寿命 Lh=103024=86400 h1、计算输入轴承 已选定的圆锥滚子轴承30209，由轴的校核可知，B方向的轴承所受载荷比A方向的大，所以对于收入轴，只校核B方向的轴承。 （1）已知，两轴承的径向反力 （2）轴向力 （3），查指导书表6-7知，由于，查课本附表3和表16-11，; （4）.计算当量载荷 查课本表16-9，取，则 （5

21、）.轴承寿命计算 对于滚子轴承，查课本表16-8取,30209轴承Cr=67.8预期寿命足够此轴承合格2、计算输出轴承选用圆锥滚子轴承30309,由轴的校核可知，轴承在A方向所受载荷比B方向大，故对于输出轴承，只校核A方向轴承。（1）.已知（2）.轴向力（3），查课本表16-11 得（4）轴承寿命计算 查指导书表6-1，选择6210轴承 Cr=35KN由课本式11-3有键联接设计输入轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=25mm L1=60mm T=720Nm查设计手册表4-1，选用A型平键键87 GB/T1096，长度L取50l= L-b=42mm h=7mmp=4T/（dhl） =4720（2

22、542）=39Mpa p （110Mpa）输出轴与齿轮联接用平键联接轴径d3=55mm L3=58mm T=720 Nl= 34mm h=10mmT/（d=4720/（551034）=43Mpa 输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=45mm L1=82mm T=432933 N7 GB/T1096，长度L取70l= L-b=56mm h=9mm720（45956）=36Mpa 第十部分 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=0.5=9550=9550=307.66选用LT7型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=500，采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=40，轴孔长度L=112LT7型弹性套住联轴器有关参数型号公称转矩T/（N许用转速n/（r