单级直齿圆柱减速器设计.doc

湖南工学院 题目 单级直齿圆柱减速器设计 机械工程系 专业班 设计人 学号 指导教师 2006 年 1 月 07 日课程设计评语：课程设计答辩负责人签字年 月 日一、设 计 课 题 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器，运输机连续工作、单向运转、载荷变化不大、空载启动，减速器小批量生产，使用期限5年，一班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。 原始数据：运输带拉力 f=2.4kn 运输带速度 v=1.6m/s 卷筒直径 d=430mm二、设计任务要求1减速器装配图一张（1号图纸）2轴、齿轮零件图各一张（2号图纸或3号图纸）3设计说明书一份三、拟订传动方案 减速器采用单级直齿圆柱齿轮传动，工作机与减速器输出轴采用弹性联轴器连接，因为弹性联轴器有一定的缓冲和吸震能力而且成本低，原动机与减速器输入轴采用一级带传动，其作用是带传动能缓冲减震，且传动平稳宜布置在高速级。传动方案示意图如图（一）所示 图（一）四、选择电动机1选择电动机类型 按工作要求和条件选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380v，y型。2选择电动机容量 由pd=pw/a kw pw=fv/1000 kw 得pd= fv/1000a kw 由电动机至运输带的传动总功率为 a=12345 式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。 取：1 =0.96 2=0.98 3=0.97 4=0.99 5 =0.97a=0.960.9820.970.990.97=0.86 pd= fv/1000a =2.41031.6/10000.86 =4.7kw3确定电动机转速 卷筒轴工作转速为n=601000v/d=6010001.6/430 =71.1r/min查传动比合理范围表，取普通v带传动的传动比i1 = 24 一级圆柱齿轮减速器传动比i2 =36 则总传动比合理范围为ia =624,故电动机转速的可选范围为nd =ian=(624)71.1=426.61706.4 r/min 符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min。 根据容量和转速，由机械设计手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传动比方案。具体参数情况如下表（一） 方案型 号额定功率pd kw转速r/min重量kg传动装置传动比同步异步总传动比v带传动减速器1y132s-45.5150014406820.25352y132m2-65.510009608513.52.84.53y160m2-85.575072012510.132.54表（一） 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、带传动和减速器的传动比，可见第2种方案比较适合，因此选定电动机型号为y132m2-6。其主要性能如下表（二）型 号额定功率kw满 载 转起动电流额定电流起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩噪音db(a)转动惯量kgm2转速r/min电流a效率%功率因数y132m2-65.59606.585.30.786.522710.04表（二） 电动机主要外形和安装尺寸列于下表（三）中心高h外形尺寸l(ac/2+ad) hd地脚安装尺寸ab地脚螺栓孔直径k轴 伸尺寸装键部位尺寸fgd1325153453152161781238801041表（三）图（一）五、确定传动装置的总传动比并分配各级传动比1 总传动比确定电动机型号为y132m2-6，满载转速nm =960r/minia=nm/n=960/71.1=13.52 分配传动装置的传动比 ia= ioi式中io、i分别为带传动和减速器的传动比为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=2.8(实际的传动比要在设计v带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算)则减速器传动比为： i=ia/io=13.5/2.8=4.82 图（二）图（三）其v带轮的轮槽尺寸由普通v带轮的轮槽尺寸表查得：小带轮尺寸如表（五）所示，大带轮尺寸如表（六）所示。轮槽示意图如图（四）槽 型bdhaminefminhfminmin(。)b143.5190.411.510.87.534表（五）槽 型bdhaminefminhfminmin(。)c194.825.50.51614.31038表（六）图（四）许用应力由弯曲疲劳极限图查得 flim1=320mpa flim2=313mpa 由最小安全系数表查得sf =1.4 则f1=flim1/sf=320/1.4=228.57mpa f1=flim2/sf=223.57mpa计算大、小齿轮的yfs /f并进行比较 yfs1 /f1 =4.3/228.57=0.0188 yfs2 /f2 =3.94/223.57=0.0176将各参数代入公式（二）计算得 f1 =36.38 mpaf1故满足齿根弯曲疲劳强度要求。5 几何尺寸计算 d1= m z1=422=88mm d2= m z2=4106=424mm a = m/2(z1+z2)=4/2(22+106)=256mm b =64.02mm 取b2=65mm b1=b2+(510)mm 取b1 =70mm7验算初选精度等级是否合格 齿轮圆周速度 u=d1 n1/601000=88342.86/601000=1.58m/s6m/s 对照常用圆柱齿轮传动的精度等级及其应用范围表可知选择8级精度合适。8 根据计算所得的齿轮参数绘制齿轮零件图 九、传动轴设计 1 拟订轴上零件的装配方案确定其定位和固定方式轴：该轴采用齿轮轴，挡油环、左端轴承、轴承端盖依次从轴左端向右安装，而右端只安装轴承及端概。其示意图如图（五）所示轴：齿轮、套筒、右端轴承、轴承端盖、半联轴器依次从轴的右端向左安装，而左端只安装轴承及端盖。其示意图如图（六）所示图（五）图（六）2 按扭转强度估算轴的直径 材料选45号钢 轴：输入功率 p1=4.512kw 转速 n1=342.86r/min 轴: 输入功率 p2=4.289kw 转速 n2=71.13r/min可得d1min=c(p/n)1/3=120(4.512/342.86)1/3=28.33mm d2min=c(p/n)1/3 =120(4.289/71.13)1/3 =47.05mm3 根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 轴：参见图（五） 从左端起第一段，该段安装v带轮，因有一键槽轴径应增加5%，取30mm，长度l1=60mm 左起第二段，考虑v带轮轴向定位要求，该段直径取38mm，根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与v带轮右端面间的距离为45mm，故取该段长l2 =70mm 左起第三段，该段装滚动轴承，直径取40mm，长度l3 =20mm 左起第四段，考虑滚动轴承的轴向定位要求，该段应为定位轴肩，直径取48mm，长度l4 =10mm 左起第五段，该段为齿轮轴的轮齿部分，其d1 =88mm，b1=70mm 左起第六段，该段为定位轴肩，直径取48mm，长度l6 =10mm 左起第七段，该段安装滚动轴承，直径取40mm，长度l7 =20mm轴：参见图（六） 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器处有一键槽，轴径应增加5%取50mm，轴段长l1 =80mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该但直径取55mm,根据轴承端盖的装拆以及便于对轴承添加润滑脂要求，取端盖外端面与半联轴器左端面间的距离为45mm，故取该段长l2 =70mm 右起第三段，该段装滚动轴承，直径取=60mm，长度l3 =40mm 右起第四段，该段装有齿轮，直径取65mm，齿轮宽为b2=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度l4 =63mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位要求，需有定位轴肩，取轴肩直径75mm长度l5 =12mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装处，取轴径60mm，长度l6 =23mm4 求齿轮上作用力的大小方向 轴：作用在齿轮上的转矩为 t1=125.682nm 圆周力 ft1=t1/(d1/2)=125.682103/(88/2)=2856.4n 径向力 fr1=ft1tan=2856.4tan20。=1039.64n 轴向力 f1=0n 各力方向如图（七）a所示 轴：作用在齿轮上的转矩为 t2 =575.86 nm 圆周力 ft2=t2/(d2/2)=575.86103/(424/2)=2716.32n 径向力 fr2=ft2tan=2716.32tan20。=988.66n 轴向力 f2=0n 各力方向如图（八）a所示5 轴承的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如图（七）轴、如图（八）轴的力学模型。轴：水平面的支反力 ra=rb=ft1/2=2856.4/2=1428.2n 垂直面的支反力 ra=rb=fr1/2=1039.64/2=519.82n轴: 水平面的支反力 ra=rb=ft2/2=2716.32/2=1358.16n 垂直面的支反力 ra=rb=fr2/2=988.66/2=494.33n6 画弯矩图 轴：剖面c处的弯矩 水平面的弯矩 mc=ra50=1428.250=71410 nmm=71.41 nm 水平弯矩图如图（七）c所示 垂直面的弯矩 mc= ra50=519.8250=25991nmm=25.99nm垂直面弯矩图如图（七）e所示 合成弯矩 m= (mc2+ mc2)1/2 =(71.412+25.992)1/2=75.99nm 综合弯矩图如图（七）f所示 轴：剖面c处的弯矩 水平面的弯矩 mc=ra50=1358.1650=67908 nmm=67.9 nm 水平面弯矩图如图（八）c所示 垂直面的弯矩 mc= ra50=494.3350=24716.5nmm=24.7nm 垂直面弯矩图如图（八）e所示 合成弯矩 m= (mc2+ mc2)1/2 =(67.92+24.72)1/2=72.25nm 综合弯矩图如图（八）f所示7 画扭矩图轴：t=ft1d1/2=2856.488/2=125681.6nmm=125.68nm 扭矩图如图（七）g所示轴：t=575.86nm 扭矩图如图（八）g所示8 画当量弯矩图因轴是单向回转，转矩为脉动循环 =0.6轴剖面c处的当量弯矩 mec=m2+(t)21/2=75.992+(0.6125.68)21/2=107.06nm 其当量弯矩图如图（七）h所示 轴剖面c处的当量弯矩mec=m2+(t)21/2=72.252+(0.6575.86)21/2=352.99nm 其当量弯矩图如图（八）h所示9判断危险截面并验算强度 轴：剖面c处当量弯矩最大，所以剖面c为危险截面 mec=107.06 nm 由轴的常用材料及其主要力学性能表查得 -1=55 mpa e= mec/0.1 d13=107.06103/0.1883=1.57mpa-1 剖面d处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面 md=75.408nm e=m/w=75.408103/0.1303=27.9 mpa-1 故确定的尺寸是安全的。 轴：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 mec=352.99 nm 由轴的常用材料及其主要力学性能表查得 -1=55 mpa e= mec/0.1 d23=352.99103/0.1653=12.85mpa-1 剖面d处虽仅受转矩但其直径较小，故该截面也为危险截面 md =345.516 nm e=m/w=345.516103/0.1503=27.64 mpa-1 故确定的尺寸是安全的。 图（七）图（八）10绘制齿轮零件图（轴、轴） 十、键联接设计 根据课题要求总共有3处需用键联接：v带轮与传动轴轴；齿轮2与传动轴轴；传动轴轴与联轴器。1 选取键的类型及尺寸 经分析3处联接均选用a型普通平键 处根据轴的直径d1=30mm，v带轮轮毂宽度b以及传递转矩t1=125.682nm 综合考虑。 由普通平键和键槽的尺寸表查得：平键宽度b=8mm;高h=7mm;长l=50mm 处根据轴直径d2 =65mm， 齿轮宽度b2 =65mm， 传递转矩t2 =575.86 nm 查表得 b=18mm；h=11mm；l=55mm 处根据轴直径d3 =50mm，半联轴器长82mm，传递转矩t3 =564.34 nm 查表的 b=14mm; h=9mm; l=150mm 2 校核键的联接强度由键联接的许用挤压应力和许用压强表查得 处p1=5060 mpa 处p2=100120 mpa 处p3=6090 mpa由式p=4t/dhl计算得 处p1=26.6mpap1 处p2 =58.6 mpap2 处p3 =33.4 mpa lh 轴: 其中n=71.13r/min ft=1 查机械设计手册可得=3 额定动功率 c=47800n lh=43427 hlh 经校核所选轴承符合设计要求。十二、联轴器设计1数据分析、载荷计算 所需最大功率为4.289kw；转速为71.13r/min；外伸轴径d=50mm；t=575.86nm 由tca=kat(其中ka为工况系数，由联轴器工况系数表查得ka=1.7) tca=1.7575.86=978.96 nm2类型、型号选择 由于传递转矩较大，运转平稳且结构简单，加上要有一定的缓冲和吸振能力，故选用弹性柱销联轴器。 根据tca、d1、n等条件，由gb/t 5843 2003 选用hl4型弹性柱销联轴器，其额定转矩t=1250 nm；许用转矩n=400r/min；孔轴直径为50mm； 符合要求。十三、润滑与密封设计1滚动轴承的润滑与密封 根据浸油圆周速度的大小选润滑方式 n=71.13r/min d=0.424m u=dn/60=3.140.42471.13/60=1.58m/s5008轴承旁联接螺柱直径d10.75df30机盖与机座联接螺柱直径d2(0.50.6) df20联接螺栓d2的间距l150200180轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5) df16窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4) df12定位销直径d(0.70.8) d214df、d1、d2至外机壁距离c1由上面数据查表得50df、d2至凸缘边缘距离c2由上面数据查表得44轴承旁凸台半径r1c244凸台高度h根据低速级轴承座外径确定以便于扳手操作为准200外机壁至轴承座端面距离l1c1+ c2+（812）102机盖、机座肋厚m1、mm10.851m0.85m1 =14m=18轴承端盖外径d2轴承孔直径+（55.5）d3轴：118轴:138轴承端盖凸缘厚度t（11.2）d318轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近以md1和md3互不干涉为准，一般取sd2轴：118轴:138十五、设计小结通过一级圆柱齿轮减速器个部件的设计计算，主要围绕三个方面的问题来表明我的几点看法。 1传动比分配问题 由于输入轴、输出轴转速差异过大，以及带传动的传动比不能过大（其原因是不能使带轮过大）因此，齿轮传动部分的传动比会相对偏大，从而导致在进行齿轮传动部分设计时，大、小齿轮齿数个数差距较大，如果在此过程中不慎重考虑其取值问题，则会在以下的设计部分出现个别参数误差过大的问题。 解决此问题，我认为在电动机选择时，可选同功率而不同转速的几种不同型号电动机同时进行总传动比预算，取其最佳。 2v带的根数问题 我这里所考虑的v带根数问题，不是在v带设计计算过程中，v带根数不能大于10的问题，而是通过几种不同型号v带的反复验算，得出的最佳v带根数还是较大。而v带根数多一根，就会对v带的张紧、安装、定位等多方面带来多一些的不便。 缓解此问题，我认为可在计算结果基础上向根数偏少的方向取舍v带根数，例如：计算结果为3.299，我们不取4根，而取3根。如取3根，其v带寿命会降低，但是可使其他很多方面简便，况且我们都是通过额定功率来计算，其留有一定的余量，这样可使我们更好的利用资源。 3传动轴轴径、长度确定及其结构问题 在进行传动轴设计时，其先没有对其零部件进行设计考虑，尤其是像滚动轴承等一些标准零件。而轴在设计过程中其轴径及其长度已确定，这样会在以后的标准件确定过程中带来很多问题，例如：强度校核达不到要求、轴径找不到合适的系列等。由此在整个设计过程中产生矛盾。 解决此问题可在确定轴段直径时，综合考虑标准件的