计算说明书

单级圆柱齿轮减速器的设计一、传动方案拟定1.工作条件：使用年限 5 年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁，工作环境为 35 度。2.原始数据：运输带拉力 ；带速 ；滚筒直NFw230smvw/5.1径 。mD40机械传动装置一般由电动机、传动装置、工作机和机架四部分组成。单级圆柱齿轮减速器由带传动和齿轮传动组成，根据各种传动的特点，带传动安排在高速级，齿轮传动放在低速级。传动装置的布置图见图-1图-1二、选择合适的电动机1.选择电动机1)选择电动 机类型按已知的工作要求和条件，选用 Y 系列三相异步电动机。2)确定 电动机功率工作机所需的功率 按下式计算wPkWwvF10式中， ， ，带式输送机的效率 =0.95，代N23smw/5. w入上式得NFw230smv/5.1D4kWPw63.kWPw63.95.0123电动机所需功率 按下式计算0kWw0式中， 为电动机到滚筒工作轴的传动装置总效率，根据传动特点，由表 2-4 查得：V 带传动 ，一对齿轮传动 ，一96.带 97.0齿 轮对滚动轴承 ，弹性联轴器 ，因此总效率.0轴 承 9.0联 轴 器，即联 轴 器轴 承齿 轮带 204.796.2联 轴 器轴 承齿 轮带kWPw02.49.0630确定电动机额定功率 ，使mkPm 23.50.4312.43.10查表 2-1 取 。km5.3)确定 电动机转速工作机滚筒轴的转速 为wnmin6.71in405.16106 rrDvnw 根据表 2-3 推荐的各类传动比的取值范围，取 V 带传动的传动比 ，一级齿轮减速器传动比 ，则传动装置的42带i 3齿 轮i总传动比 ，故电动机转速的可选范围为06总iin2.1496.2min6.71)2(m rrnw总符合此转速要求的同步转速有 750 、1000 两种，考i虑综合因素，查表 2-1，选择同步转速为 1000 的 Y 系列电动机rY132M2-6，其满载转速为 。in/960rnm电动机参数见表-1kWP02.4km5.Y132M2-6 min/960rn表-1型号 额定功率 /kW 满载转速 /r/min 额定转矩 最大转矩Y132M2-6 5.5 960 2.02.计算传动装置的总传动比并分配各级传动比1)传动 装置的总传动比为40.13min/6.71in/960/ rrniwm总2)分配各 级传动比为了使传动装置均匀合理，尺寸紧凑，重量最小。本传动装置由带传动和齿轮传动组成，因 ，为使减速器部分设计方便，齿 轮带总 i取齿轮传动比 ，则带传动的传动比为3.4齿 轮i12.34/0.1/齿 轮总带 ii3 计算传动装置的运动参数和动力参数1)各轴转 速轴 min/69.30712.min/960rrinm带轴 54.37齿 轮滚筒轴 i/5r滚 筒2）各轴功率轴 kWkP86.39.02.40带轴 71.1轴 承齿 轮滚筒轴 kk4.71.3联 轴 器轴 承滚 筒3）各轴转矩电动机轴 mNnPTm 3919602.415.105.96040.13总i3.4齿 轮i12带 min/69.307rn51i/.r滚 筒 kWP86.371k4.滚 筒 mNT3910781mNT4960轴 mNiTi 197896.01239001带带 轴 mNii496 .0.4781轴 承齿 轮齿 轮滚筒轴 mNTiT 87 9.961联 轴 器轴 承滚 筒滚 筒滚 筒 根据以上计算列出本传动装置的运动参数和动力参数数据表，见表-2表-2三、传动零件的设计计算1.普通 V 带传动带传动的计算参数见表-3表-3项目 kWP/0min/r0i参数 4.02 960 3.121）计算功率根据工作条件，查表 8-6 取 2.1AKkWPKAc 840.2102）选择 V 带类型由 、 ，查图 8-8,因处于 A、B 的中间min/96rnkc.轴号参数电动机轴 轴 轴 滚筒轴转速n/(r/min) 960 307.69 71.56 71.56功率 P/(kW) 4.02 3.86 3.71 3.64转矩T/(Nmm) 39991 119781 494610 484767传动比 i 3.12 4.3 1效率 0.96 0.96 0.98mNT4876滚 筒kWPc8.4A、B 型带A 型带 md10352区域，可同时选择 A、B 两种带型来计算，最后根据计算结果来分析选择。3）确定 V 带基准直径查表 8-7 可取：A 型带取 md10mi31202.32 取 d5B 型带取 m14mid 8.43602.32 取 d54）验算带速A 型带 smsndv /024.5/10694.3106带速在 525m/s 范围内，合适。B 型带 ssvd /3.7/.1带速在 525m/s 范围内，合适。5）确定带的基准长度 和实际中心距dLA 型带因没有给定中心距的尺寸范围，按公式 210217.0dda计算中心距 。m839取 ma650B 型带中心距范围： a13039取 a70A 型带计算 V 带基准长度B 型带 md14025A 型带 smv/024.5B 型带 sv/3.7A 型带 ma650B 型带a70A 型带 mLd20mmaddaL3.1966504132104.52 2220查表 8-2 取标准值 Ld计算实际中心距 mad 4.6523.19065200 考虑安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为 Ld .301.41.min ma 472536503x B 型带 maddL1.236704125240.702221查表 8-2 取标准值 mLd计算实际中心距 mad 95.612.3407200 考虑安装、调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调节范围，调节范围为 Ld 3.2840.9561.min ma 157923.03x 6）验算小带轮包角A 型带 12064.65103.571805.71802ad合适B 型带 59.12121 mdma4.65B 型带 mLd240a95.61A 型带 61B 型带 51合适7）确定 V 根数A 型带由 ， ， 查表 8-5a、 查表 8-min/960rnwd1012.3带i5b 得 ， ，查表 8-8： ，查表 8-kWP7.0 kP.95.0K2： 31LK4.03.1951.097.84kWKzLcc因大于 4，应取 z=5 根B 型带与 A 型带类似，可查得： ， ，kP.20 kWP3.0， 代入公式计算得 z=2.12，取 z=3 根93.0K0.1L计算结果见表-4表-4带型 mDd/1d/2smv/Ld/ma/1根/zA 100 315 5.024 2000 665 161 5B 140 425 7.034 2240 662 155 3比较两种计算结果，A 型带根数较多，选 B 型带合理。8）计算初拉力查表 8-4,B 型带 Q=0.17kg/mNNQvKzvPFc8.20034.7193.052473.5. 209）计算对轴的压力 zFR 0.1825sin8.032sin10 2.圆柱齿轮设计A 型带根5zB 型带根3zB 型带合理 NF8.20R.1已知齿轮传动的参数，见表-5表-5项目 kWP/ min/r i参数 3.86 307.7 4.31）选定齿轮精度等级、材料及齿数（1）运输机作为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。（2）材料及热处理由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（3）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数241z 2.1034.12iz取 102z2）按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 32112. HEdTt ZuKd（1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 .t计算小齿轮传递的转矩 mNmNnPT 45151098. 69.30789/由表 10-7 选取齿宽系数 1d由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPaZE由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限；52li由式 10-13 计算应力循环次数81 1043.53082169.30760 hjLnN882 103.4103. N由图 10-19 查得接触疲劳寿命系数 ；05.1HNK1.2HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由式（10-12）得 MPaSKHNH 6305.1lim152li2 （2）计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值td1HmmZuTKdHEdt79.616058.193.418.32. 23211计算圆周速度 v ssndvt /9./106.79301 计算齿宽 b mtd.7.1计算齿宽与齿高之比 h模数 zmtt 57.249.611齿高 mht 925. .07.b计算载荷系数根据 ，8 级精度，由图 10-8 查得动载系数smv/9.0；直齿轮，假设 。由表 10-3 查得15.vKmNbFKtA/1/；2.FH由表 10-4 查得 8 级精度，小齿轮相对支承对称布置时349.176103.1.05. 0.22bd由 ， 查图 10-13 得 ；故载荷系67.10hb349.1HK3.1FK数 825VAK按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 mdtt 04.693.1879.61331 计算模数 mz.24/0./13）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 321FSadYzKTm（1）确定公式内的各计算数值由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；382由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ，9.1FNK95.02FN计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由式（10-12）得 MPaaSKFENF 43.2.1509.11 86573822计算载荷系数 K 4.12.15FVA查取齿形系数由表 10-5 查得 ，6.1FaY8.2Fa查取应力校正系数由表 10-5 查得 ，58.1Sa79.12Sa计算大、小齿轮的 并加以比较FY013.4.325861FSaY792FSa大齿轮的数值大。（2）设计计算 mm24.0153.24198.7.34对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 2.224 并就近圆整为标准值 ，按接触强度算得的分度圆直径m5.2，算出d04.691小齿轮齿数 取 286.27.0491dz大齿轮齿数 取.8312i 120z， ，在 范9.412zi %.3.49 i 5围内，合适。4）几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mmzd0.75.281302（2）计算中心距da0.1852/7/21 （3）计算齿轮宽度mbd01取 ， 。B7027515）验算m5.281z02md70132a0.185mB7102NdTFt 9.34270198.21mmNbKtA /10/./.34合适6）绘制零件图四、轴的结构设计低速轴的参数见表-6表-6项目 kWP/min/r参数 3.86 307.71.轴的结构设计1）轴上零件的布置对于单级减速器，低速轴上安装一个齿轮、一个联轴器，齿轮安装在箱体的中间位置；两个轴承安装在箱体的轴承座孔内，相对于齿轮对称布置；联轴器安装在箱体的外面一侧。为保证齿轮的轴向位置，还应在齿轮和轴承之间加一个套筒。2）零件的拆装顺序轴上的主要零件是齿轮，齿轮的安装从方便加工的角度选轴上的零件从轴的右端装拆，齿轮、套筒、轴承、轴承盖、联轴器依次从轴的右端装入，左端的轴承从左端装入。3）轴的结构设计为便于轴上零件的安装，把轴设计为阶梯轴，后段轴的直径大于前段轴的直径，低速轴的具体设计如下。轴段安装联轴器，用键周向固定。轴段高于轴段形成轴肩，用来定位联轴器。轴段高于轴段，方便安装轴承。轴段高于轴段，方便安装齿轮；用键周向固定。轴段高于轴段形成轴环，用来定位齿轮。轴段直径应和轴段直径相同，以使左右两端轴承型号一致。低速轴结构见图-2 所示。 md451图-22.确定各轴段的尺寸1）各轴段的直径因本减速器为一般常用减速器，轴的材料无特殊要求，故选用45 钢。查表 15-3：45 钢的 。10326A代入设计公式 mnPAd 4.8.75.103263考虑该轴段上有一个键槽，故应将轴径增大 5%，即m35.92.4047.8轴段的直径确定为 。d51轴段的直径 应在 的基础上加上两倍的定位轴肩高度。这2里取定位轴肩高度 ，即 mh.4.07.11d524522 考虑该轴段安装密封圈，故直径取 d2轴段的直径 应在 的基础上增加两倍的非定位轴肩高度，32但因该轴段要安装滚动轴承，故其直径要与滚动轴承内径相符合。这里取 。md603同一根轴上的两个轴承，在一般情况下应取同一型号，故安装滚动轴承处的直径应相同，即 。md6036轴段上安装齿轮，为安装齿轮方便，取 。34轴段的直径 ， 是定位轴环的高度，取4552hd，即 。mh645m763轴段的直径 。06 md52d603md63475md60mL8213956mL8456mL301总 长2）确定联轴器型号为了补偿由于制造、安装等的误差及两轴线的偏移，优先考虑弹性套柱销联轴器，根据安装联轴器轴段的直径，查手册选联轴器型号为 TL7，联轴器安装长度 。mL84因大齿轮转速较低，最后确定轴承润滑方式为脂润滑，故此处按脂润滑方式确定轴的长度。取轴承距箱体内壁的距离 m5.1233）各轴段的长度 mL8219563mL8456mmLL301568659825432总 长3.按扭转和弯曲组合进行强度校核1）绘制轴的计算简图为计算轴的强度，应将载荷简化处理，直齿圆柱齿轮，其受力可分解为圆周力 、径向力 。两端轴承可简化为一端活动铰链，tFr一端固定铰链，如图 3-b 所示。为计算方便，选择两个危险截面-、-，-危险截面选择安装齿轮的轴段的中心位置，位于两个支点的中间，距 B 支座的距离为 157/2=78.5mm；-危险截面选择在轴段和轴段的截面处，距 B 支座的距离为 56-31/2=40.5mm。图-3 轴的强度计算2）计算轴上的作用力从动轮的转矩 mNT49610齿轮分度圆直径 d32齿轮的圆周力 Ft 29702齿轮的径向力 mNtr 10tan397anmNT49610Ft3297mNr10垂直平面FAV6NB0mM471V23水平平面 NFAH1649BmM27V685N1370mM683）计算支反力及弯矩（1）计算垂直平面内的支反力及弯矩a.支反力：对称布置，只受一个力，故 NFrBVA 6021b.垂直平面的弯矩-截面 mM4715.8-截面 23060V（2）计算水平平面内的支反力及弯矩a.支反力：对称布置，只受一个力，故 NFtBHA 1649327b.垂直平面的弯矩-截面 mM275.81649V-截面 60（3）计算各截面的合成弯矩-截面 mV-截面 M6868530222（4）计算转矩 mNT9610（5）确定危险截面及校核其强度按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取 。按6.0两个危险截面校核：-截面的应力 MPadTM8.13631.049751.022322e -截面的应力 2.4.08. 322322e 查教材表 12-1 及表 12-4 的 。 、 均小于Pa51e，故轴的强度满足要求。1 MPae08.132.4e轴段 mhb914l72轴段 hb18ml52轴段 MPaP53.621轴段 P9.1轴承型号：63126308五、键的选择及强度校核1.选择键的尺寸低速轴在轴段和轴段两处各安装一个键，按一般使用情况选择采用 A 型普通平键联接，零件手册选取键的参数见表-7。表-7轴段 md451mhb914l721轴段 6385标记为：键 1：GB/T 1096 键 72914键 2：GB/T 1096 键 582.校核键的强度轴段上安装联轴器，联轴器材料为铸铁，载荷性质为轻微冲击，查表 6-2 。MPaP605轴段上安装齿轮，齿轮材料为钢，载荷性质为轻微冲击，查表6-2 。P12静联接校核挤压强度：轴段： PadhlTP53.6278945101计算应力略大于许用应力，因相差不大，可以用已确定的尺寸，不必修改。轴段 PP Ml 1.1631所选键联接强度满足要求。六、选择轴承及计算轴承寿命1.轴承型号的选择低速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6312。高速轴选轴承类型为深沟球轴承，型号为 6308。2.轴承寿命计算低速轴：正常使用情况，查教材表 13-9 和 13-10 得： ，1Tf， ，查手册轴承 6312 的基本额定动载荷 ，2.1Pf3 kNC8.因齿轮相对于轴为对称布置，轴承的受力一样，可只计算一处，计算 B 处，当量动载荷 kNFAVH75.1605.122代入公式 hLh6107.3hPfCnLTh 63636 107.5.1285.70101 低速轴轴承因转速较低，使用时间太长，