一级圆柱齿轮减速器.doc

一、电动机的选择1)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2)选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv=2.21.5=3.3 kW i=0从电动机到工作机传送带间的总效率为。=12345=0.9610.9930.9710.9910.961=0.859 i=1由机械设计课程上机与设计可知：1：V 带传动效率 0.962：滚动轴承效率 0.99(球轴承)3：齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动)4：联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)5：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为：Pd = Pw /= 3.3/0.859=3.84 kW i=2式中：Pd工作机实际所需电动机的输出功率，kW；P w工作机所需输入功率。kW；电动机至工作机之间传动装置的总功率。3)确定电动机转速按推荐的传动比合理范围，V带传动(24)，一级圆柱齿轮传动5，两级圆柱齿轮传动为(540)。因为 nw=v 60/(D)=(1.560)/(240)=119.37 r/min i=3 nd=inw=(220)119.37=(238.742387.4) r/min i=4所以电动机转速的可选范围为：(238.742387.4) r/min i=5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min i=6电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。二、确定传动装置的总传动比和分配传动比1).总传动比i为 i=nm/nw= 960/119.37=8.04 i=72).分配传动比 i=i0i1=8.04 i=9考虑润滑条件等因素，初定i0为V型带传动比i1为第一组齿轮传动比i2为第二组齿轮传动比当为两级传动时： i1=(1.31.4) i2 取1.4 ， i0=2当为一级传动时： i1=i/i0 i0=3所以经过计算以后可得： i1=8.04/2=2.68 i=12(1).各轴的转速电动机轴：nm=960 r/min i=13轴 ：n=960/3=320 r/min i=14轴 ：n=320/2.68=119.4 r/min i=15卷筒轴 ：nw= n=119.4/1=119.4 r/min i=18(2). 各轴的输入功率电动机轴： Pd=4 kW i=19轴 ： P=Pd12= 40.990.96=3.8 kW i=20轴 ： P=P23=3.80.990.97=3.65 kW i=21卷筒轴 ： Pw= P24=3.650.990.99=3.58 kW i=24(3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为： Td=9550Pd/nm=95504/960=39.79 Nm i=25电动机轴： Td=39.79 Nm i=26轴 ： T=9550P/n=95503.8/320=113.41 Nm i=27轴 ： T=9550P/n=95503.65/119.4=291.94 Nm i=28卷筒轴 ： Tw=9550Pw/nw=95503.58/119.4=286.34 Nm i=31三、V带设计1)求计算功率Pc查表得 Ka=1.2 i=32故 Pc=KaPd=1.23.84=4.61 kW i=332)选V带型号可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。根据Pc=1.23.84=4.61 kW i=34 nd=960 n/min i=35查图查出此坐标点位于图中 A型带 i=36所以现在暂选用 A型带 i=373)求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表 dl1应不小于75 mm i=38取(标准)dl1= 100 mm i=39dl2=nd/ndl1(1-)= 960/320100(1-)=294 mm i=40一般为0.02。查表得取(虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5% i=41) 取标准dl2=300 mm i=424)验算带速v v=dl1nd/(601000)=100960/(601000)=5.03 m/s i=43带速在525 m/s范围内，合适。5)求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5(dl1+dl2)=1.5(100+300)=600 mm i=44取 a0=600 mm i=45符合a0=0.7(dl1+dl2)2(dl1+dl2)。 L0=2a0+/2(dl1+dl2)+(dl2-dl1)2/(4a0)=2600+/2(100+300)+(300-100)2/(4600)=1844.99 mm i=46查机械设计基础表13-2，对所选的A型带 i=47所以 Ld=2000 mm i=48则中心距aa0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678 i=496)验算小带轮包角1 1=180-(dl2-dl1)/a57.3=180-(300 -100)/67857.3=163.1 i=50此结果大于120所以合适7)求V型带根数z z=Pc/(P0+P0) KaKL)查表得查机械设计基础表13-3得 P0=1.14 kW i=51两轮之间的传动比i=dl2/(dl1(1-)=300/(100(1-0.02)=3.06 i=52 查表13-5得P0=0.11 i=53查表13-7得Ka=0.89 i=54查表13-2KL=1.03 i=55由此可得 z=4.61/(1.14+0.11)0.891.03)=4.02 i=56取 z=5 i=578)求作用在带轮轴上的压力FQ查机械设计基础表13-1 得q=0.1 kg/m i=58故得单根V带的初拉力 F0=500Pc/(zv) (2.5/Ka-1)+qv2=5004.61/(55.03) (2.5/0.89-1)+0.15.032=168.32 N i=59V型带的尺寸大小见表格3作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(1/2)=25168.32sin(163.1/2)=1664.93 N i=60四、齿轮的设计1)齿轮1、2的设计(1)选择材料及确定许用应力 因要求结构紧凑故采用硬齿面的组合；小齿轮用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，Hlim1=1500MPa，FE=850MPa；大齿轮用20Cr渗碳淬火，齿面硬度为5662HRC，Hlim1=1500MPa，FE=850MPa。取SF=1.25， SH=1 (表11-5) 取ZH=2.5 ，ZE=189.8（表11-4) i=113F1=F2=0.7FE1/SF=0.7850/1.25=476 MPa i=115H1=H2=Hlim1/SH=1500/1=1500 MPa i=116(2)按轮齿弯曲强度设计计算齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.5 i=117齿宽系数d=0.6 i=118初选螺旋角 =15齿数 取z1=30 i=119则z2=2.6830=80.4 i=120取z2=80 i=121齿形系数Zv1=z1/(cos 15)3)=30/(cos 15)3)=33.29 i=122Zv2=z2/(cos 15)3)=80/(cos 15)3)=88.77 i=123查图11-8得YFa1=2.5 i=124YFa2=2.22 i=125由图11-9得YSa1=1.63 i=126YSa2=1.61 i=127因YFa1YSa1/F1=2.51.63/476=0.0086 i=128YFa2YSa2/F2=2.221.61/476=0.0075 i=129故应进行弯曲强度计算的齿轮为齿轮1 i=130法向模数 mn(2KTYFa1YSa1(cos)2)/(d(z1)2F1)(1/3)=(21.5113.412.51.63(cos 14.812)/(0.6(30)2476)(1/3)=2.2392973446735 mm i=131由表4-1取mn=2.25 mm i=132中心距 a=mn(z1+z2)/(2cos)=2.25(30+80)/(2cos 15)=128.115427325748 mm i=133取 a=128 mm i=134确定螺旋角 =arccos(mn(z1+z2)/(2a)=arccos(2.25(30+80)/(2128 mm)=14.81 i=135齿轮分度圆直径 d1=mnz1/cos=2.2530/cos14.81=69.82 mm i=136 d2=mnz2/cos=2.2580/cos14.81=186.19 mm i=137齿宽 b=dd1=0.669.82=41.89 mm i=138取 b1=40 mm i=139b2=30 mm i=140(3)验算齿面接触强度将各参数代入式(11-8)得H=ZEZHZB(2KT(i1+1)/(b1d12i1)(1/2)=189.82.5(cos)14.81(1/2)(21.5113.41(2.68+1)/(4069.8222.68)(1/2)=722.16 MPaH1 i=141所以安全。(4)齿轮的圆周速度v1=d1n/(601000)=69.82320/(601000)=1.17 m/s i=142对照表11-2，选8级精度是合宜的。 i=143五、轴的设计1)轴的设计 i=198圆周力： Ft1=2T/d1=2113.41/0.06982=3248.64 N i=200径向力： Fr1=Ft1tan=3248.64tan20=1223.04 N i=201轴向力： Fa1=Ft/cos 20=3248.64/cos 20=859 N i=2022)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=110(3.8/320)(1/3)=25.1 mm i=203由于键槽的影响，故最小直径为：26 mm i=204显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴的最小最小直径d1=38 mm i=205根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=76 mm i=2063)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=46.5 mm i=207(2).初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d2=46.5 mm i=208查手册选取单列角接触球轴承7011AC i=209其尺寸为dDB=559018 mm i=210故 d3=d7=55 mm i=211故 l7=B=18 mm i=212(3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=59 mm i=213故 l4=38 mm i=214由轴肩高度h0.07d，则轴肩的直径d5=67 mm i=215则d6=59 mm i=216则l6=10 mm i=217(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l2=73 mm i=218(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=40 mm i=219至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图1 i=2204).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=98 mm i=221取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=120 mm i=222取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49 mm i=223(1).求垂直面得支撑反力图1-aF1v=(Fr1*L3-Fa1d1/2)/L=(1223.040.049-8590.06982/2)/0.098=305.52 N i=224F2v=Fr1-F1v=1223.04-305.52=917.52 N i=225(2).求水平的支撑反力图1-bF1H=Ft1L3/L=3248.640.049/98=1624.32 N i=226F2H=Ft1-F1H=3248.64-1624.32=1624.32 N i=227(3).V型带拉力产生的支撑反力图1-cF1F=FQ(L2+L)/L=1664.93(0.12+0.098)/0.098=3703.62 N i=228F2F=F1F-FQ=3703.62-1664.93=2038.69 N i=229(4).绘垂直面得弯矩图图1-dMav=F2vL3=3703.62-1664.93=44.96 Nm i=230Mav=F1v(L-L3)=305.52(0.098-0.049)14.97 Nm i=231(5).绘水平面的弯矩图图1-eMaH=F1HL3=1624.320.049=79.59 Nm i=232MaH=F1H(L-L3)=1624.32(0.098-0.049)=79.59 Nm i=233(6).带轮拉力产生的弯矩图图1-fM1F=FQL2=1664.930.12=199.79 Nm i=234MaF=F2FL3=2038.690.049=99.9 Nm i=235(7).求合成弯矩图图1-g考虑到最不利的情况。Ma=(Mav2+MaH2)(1/2)+MaF=(44.962+79.592)(1/2)99.9=191.31 Nm i=236Ma=(Mav2+MaH2)(1/2)+MaF=(14.972+79.592)(1/2)99.9=181 Nm i=237M1=M1F=199.79 Nm i=238所以危险截面为：轴承1 i=239(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为Me=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(199.792+(0.6113.41)2)(1/2)=211.06 Nm i=240(9).计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表得B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(211.06/(0.160)(1/3)=32.77 mm i=241考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.0532.77=34.41 mm i=242查看草图说明当初估算的直径是合理。 i=2435).轴的设计 i=244圆周力： Ft2=2T/d2=2291.94/0.18619=3135.94 N i=245径向力： Fr2=Fttan=3135.94tan20=1180.61 N i=246轴向力： Fa2=Ft/cos 20=3918.66/cos 20=1042 N i=2476)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=36 mm i=248由于键槽的影响，故最小直径为：42 mm i=249显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器(取标准)故轴的最小直径d7=42 mm i=250根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=84 mm i=2517)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=42 mm i=252(2).初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。按照工作求并根据d6=42 mm i=253查手册选取单列角接触球轴承7012AC i=254其尺寸为dDB=609518 i=255故 d5=d1=60 mm i=256故 l1=B=18 mm i=257(3).由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=64 mm i=258故 l4=28 mm i=259由轴肩高度h0.07d，则轴肩的直径d3=72 mm i=260故 d2=64 mm i=261故 l2=16 mm i=262(4).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。故l6=83 mm i=263(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l5=45 mm i=264至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图2 i=2658).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=99 mm i=266取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=134 mm i=267取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=49.5 mm i=268(1).求垂直面得支撑反力图2-aF3v=(Fr2L3-Fa2d2/2)/L=(1180.610.0495-8290.18619/2)/0.099=-189.25 N i=269F4v=Fr2-F3v=1180.61-189.25=1369.86 N i=270(2).求水平的支撑反力图2-bF3H=Ft2L3/L=3918.660.0495/0.099=1567.97 N i=271F2H=Ft2-F3H=3918.66-1567.97=1567.97 N i=272(3).V型带拉力产生的支撑反力图2-cF3F=FwL2/L=22000.134/0.099=2977.78 N i=273F4F=F3F+Fw=2977.78+2200=5177.78 N i=274(4).绘垂直面得弯矩图图2-dMbv=F4vL3=1369.860.0495=67.81 N i=275Mbv=F3v(L-L3)=-189.25(0.099-0.0495)=-9.37 Nm i=276(5).绘水平面的弯矩图图2-eMbH=F4HL3=1567.970.0495=-9.37 Nm i=277MbH=F3H(L-L3)=1567.97(0.099-0.0495)=77.61 Nm i=278(6).带轮拉力产生的弯矩图图2-fM4F=FwL2=2200120,134=294.8 Nm i=279MbF=F3F(L-L3)=2977.78(0.099-0.0495)=147.4 Nm i=280(7).求合成弯矩图图2-g考虑到最不利的情况。Mb=(Mbv2+MbH2)(1/2)+MbF=(67.812+77.612)(1/2)+147.4=250.46 Nm i=281Mb=(Mbv2+MbH2)(1/2)+MbF=(-9.372+77.612)(1/2)+147.4=226 Nm i=282M4=M4F=294.8 Nm i=283所以危险截面为：轴承4 i=284(8).求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为Me=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(294.82+(0.6291.94)2)(1/2)=342.91 Nm i=285(9).计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表得B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(342.911000/(0.160)(1/3)=38.52 mm i=286考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.0538.52=40.45 mm i=287查看草图说明当初估算的直径是合理。 i=288六、滚动轴承的校核 i=376轴承的预计寿命LH=48000 h i=3781)轴承1、2的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR1=F1v=305.52 N i=379FR2=F2v=917.52 N i=380由初步选定的角接触球轴承7011AC i=381，轴承内部的轴向力Fs=0.68FrFs1=0.68FR1=0.68305.52=207.75 N i=382Fs2=0.68FR2=0.68917.52=623.91 N i=383FA1=Fs1=207.75 N i=384FA2=Fs1+Fa=207.75+859=1066.75 N i=385(2).计算轴承1、2的当量动载荷由机械设计基础表16-11 查得e=0.68 i=386FA1/Fr1=207.75/305.52=0.68 i=387FA2/Fr2=1066.75/917.52=1.16 i=388查表16-11 可得X1=1 i=389Y1=0 i=390X2=0.41 i=391Y2=0.87 i=392故 当量动载荷为：P3=X1Fr1+Y1FA1=1305.52+0207.75=305.52 N i=393P2=X2Fr2+Y2FA2=0.41917.52+0.871066.75=1304.26 N i=394(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为305.52小于1304.26 i=395故即为径向当量动载荷的依据为P2 i=396根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5 i=397工作温度正常，查表16-8的ft=1 i=398(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷Cr2=fpP2/ft(60nLh/1000000)(1/3)=1.51304.26/1(6032048000/1000000)(1/3)=19038.65 N i=399查表得所选的轴承Cr=35.2 kN i=400因为小于Cr,所以所选的轴承适用。 i=401(5).轴承寿命的计算已知=3 LH2=1000000/(60n)(fpC/(fpp)3=1000000/(60320)(135.2/(1.51304.26)3=303361.5 h48000 h i=402所以寿命是合格的。 i=4032)轴承3、4的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR3=F3v=189.25 N i=404FR4=F4v=1369.86 N i=405由初步选定的角接触球轴承7012AC i=406，轴承内部的轴向力Fs=0.68FrFs3=0.68FR3=0.68-189.25=128.69 N i=407Fs4=0.68FR4=0.681369.86=931.5 N i=408FA3=Fs4+Fa=931.5+829=1760.5 N i=409FA4=Fs4=931.5 N i=410(2).计算轴承3、4的当量动载荷由机械设计基础表16-11 查得e=0.68 i=411FA3/Fr3=1760.5/-189.25=-9.3 i=412FA4/Fr4=931.5/1369.86=0.68 i=413查表16-11 可得X3=1 i=414Y3=0 i=415X4=1 i=416Y4=0 i=417故 当量动载荷为：P3=X3Fr3+Y3FA3=1-189.25+01760.5=-189.25 N i=418P4=X4Fr4+Y4FA4=11369.86+0931.5=1369.86 N i=419(3).计算所需的径向基本额定动载荷Cr因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为-189.25小于1369.86 i=420故即为径向当量动载荷的依据为P4 i=421根据是否载荷，查表16-9的fp=1.5 i=422工作温度正常，查表16-8的ft=1 i=423所以(4).由手册查的轴承的径向基本额定动载荷Cr4=fpP4/ft(60nLh/1000000)(1/3)=1.51369.86/1(60119.448000/1000000)(1/3)=14395.71 N i=424查表得所选的轴承Cr=36.2 kN i=425因为小于Cr,所以所选的轴承适用。 i=426(5).轴承寿命的计算已知=3 LH4=1000000/(60n)(fpC/(fpp)3=1000000/(60119.4)(136.2/(1.51369.86)3=763251.74 h48000 h i=427所以寿命是合格的。 i=428七、键的设计1).轴键的设计 i=480(1).带轮键的设计已知轴径d=38 mm i=482轮毂长度L=76 mm i=483查手册，选A型平键，其尺寸为b=10 mm i=484h=8 mm i=485L= 56 mm i=486p= 4T/(dhl)=4113410/(38856)=26.65 MPa i=487查手册的p=110MPa,因为p小于p，故键符合强度要求。 i=488(2).齿轮1键的设计已知轴径d=59 mm i=496轮毂长度L=38 mm i=497查手册，选A型平键，其尺寸为b=18 mm i=498h=11 mm i=499L= 28 mm i=500p= 4T/(dhl)=4113410/(5911