一级圆柱直齿减速器课程设计201.5%1.1%220%147.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计201.5%1.1%220%147
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计201.5%1.1%220%147,减速器课程设计
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机械设计课程设计 （减速器） 姓 名： 蔡 先 旺 年 级： 02 级 班 级： 交通 1 班 学 号： 2002355101 指导老师： 汪 刘 一 2005 年 1 月 17日 nts 2 题目：如 下 图所示 ，设计出卷筒输送机减速器 ，已知 F=1500N， V=1.1m， D=220mm。要求减速器 使用年限为十年，一班制，卷筒单向动转，且载荷平稳，在有粉尘的室内工作，允许三年一大修。 电动机带轮齿轮联轴器卷筒轴承轴轴nts 3 一、 电动机 的选取 ： 1 初定 取 V带的 传动效率 1=0.95， 圆柱齿轮 2=0.97,滚动轴承 3=0. 联轴器 4=0.98,卷筒 5=0.96。 故减速器的 总传动效率 a= 1. 2. 3. 4. 5=0.82 因此所选 电动机功率 Pd= aFV1000 = 82.01000 1.11500 =2.01KW 卷筒的转速 n=D 100060 =22014.3 1.1100060 =95.54r/min V带传动 比 合理选择范围 i1=2 4,一级圆柱齿轮减速器 合理选择范围传动比 i2=3 7,因此总传动比的合理范围 ia=i1 i2=6 8 因此，电动机转速可选范围 na=ia n=（ 6 28） 95054=573 2675 r/min 根据所需电动机功率和转速可选范围，选用额定功率为 2.2KW,同步转速为 1500r/min的电动机 ,型号为 Y100L1-4。 其各种参数如下 : 型号 额定功率 KW 满载时 电流 (A) 效率 (%) 功率因数cos 转速(r/min) Y100L1-4 2.2 5.0 81 0.82 1400 电动机满载转速 nm=1400r/min 减速器的总传动比 ia=nm/n=1400/95.54=14.65 初选 V 带传动比 i1=3 , 齿轮传动比 i2=4.88 轴的转速 n1=nm/i1=1400/3=466.67r/min 轴的转速 n2=n1/i2=95.63 卷筒转速 n3=95.63 各轴的输入功率 轴 :P1=Pd 1=2.01 0.95=1.91 KW 轴 : P2=P1 2 3=1.91 0.97 0.98=1.82 KW 卷筒 : P3=P2 3 4=1.81 0.98 0.98=1.75 KW nts 4 电动机的输出扭矩 Td=9550Pd/nm= 9550140001.2=13.71 N.m 各轴的输入扭矩 轴 :T1=Td 1i1=13.71 0.95 3=39.07 N.m 轴 : T2=T1 2 3i2=181.24 N.m 卷筒 : T3=T2 3 4=174.06 N.m 二、 V 带传动的设计 1 由于载荷不大 ,选用普通 V带。 2 确定计算功率 Pca=KAPd=1.1 2.01=2.21 KW 3选择带型 根据 Pca 与 n1=1400r/min,由图 8-8确定选用 Z型 4.确定带轮基准直径 由图 8-8 取主动轮的基准直径 dd1=90 mm 于是从动轮基准直径 dd2= dd1i1=90 3=270 mm 5.根据表 8-7,取 dd2=280 mm 按式 (8-13)验算带的速度 V=dd1n1/(60 1000)=100060 14009014.3 =6.59 m/s1200 因此 ,主动轮上的包角合适。 nts 5 8计算普通 V带的根数 Z 由式（ 8-22） Z=Pac/（ PO+ PO） K KL 由 n1=1400r/min， dd1=90 mm， i=3，查表 8-5c 和表 8-5d 得 PO=0.86 PO=0.03 查表 8-8得 K =0.92,查表 8-2得 KL=1.14 则 Z=14.192.089.0 21.2 =2.37 取 Z=3 9.计算 预紧力 F0 由式（ 8-33） F0=500VZPca（K5.2 -1） +qV2 查表 8-4，得 q=0.06kg/m,故 F0=500359.6 21.2 (92.05.2-1)+0.06 (6.59)2 =97.21 N 10.计算作用在轴上的压轴力 Fp ,由式 (8-24)得 Fp=2ZF0 sin21=2 3 97.21 sin22.1530 =567.4 N V带轮的选择 由主 .从动轮的基准直径 ,选用腹板式 V带轮 其宽度 B=(Z-1)e+2f=(3-1) 12+2 8=40mm 三、 齿轮的设计 .选择齿轮类型 .精度等级 .材料及 齿数 1. 由表 10-1选择小齿轮材料为 40Cr(调质 ),硬度为 260HBS,大齿轮材料为 45钢 (调质 ),硬度为 220HBS.二者材料硬度差为 40HBS,精度等级为 7。 2. 选小齿轮齿数 Z1=20，大齿轮齿数 Z2=i2Z1=4.88 20=97.6 取 Z2=98 .按齿面接触强度计算 由设计计算公式 d1t 2.32 321 1 HEdt ZUUTK1.试 选载荷系数 Kt=1.2 2.小齿 轮传递的转 T1=38.29 103=3.829 104 N/min nts 6 3.由表 10-7选取齿宽系数 d=1 4.由表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 5.由图 10-21d按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600 MPa 大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550MPa 6.由式 N1=60n1jLh=60 466.67 1 (8 365 10)=8.176 108 N2=60n2jLh=60 466.67 1 (8 365 10)=8.176 108 7.由图 10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92 KHN2=0.97 8.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 =KN lim/S H1=KHN1 Hlim1/S=0.92 600=552 MPa H2=KHN2 Hlim2/S=0.97 550=533.2 MPa .计算 试算小齿轮分度圆直径 d1t,代入 H中较小的值 d1t 2.323232.5338.18988.4188.411029.382.1 =44.41 mm 1 计算圆周速度 V V=1000600 11 nd t=100060 140041.4414.3 =3.25 m/s 2 设计齿宽 b B= dd1t=1 44.41=44.41 mm 3 计算模数与齿高之比 b/n 模数 : mt=d1t/Z1=44.41/20=22.21 mm 齿高 :h=2.25mt=2.25 22.21=5.00 mm b/h=44.41/5.00=8.88 4 计算载荷系数 根据 V=3.25m/s,7级精度 . 由图 10-8查得动载荷系数 Kv=1.1,假设 KAFt/b100N/mm, 由表 10-3查得 KH = KF =1.2 由表 10-4查得 7级精度 ,小齿轮相对支承对称布置时 KH =1.12+0.18 2d+0.23 10-3b=1.31 nts 7 由 b/n=8.88, KH =1.31,查图 10-13得 KF =1.25 故载荷系数 K=KAKvKH KH =1 1.1 1.2 1.31=1.729 5 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ,由式 d1=d1t3tKK 得 d1=44.413 2.1729.1=50.16 mm 6 计算模数 m m=d1/Z1=50.16/20=2.51 mm .按齿根弯曲强度设计 由式 (10-5)得弯 曲强度的设计公式 m 3 2112 F SaFad YYZKT .确定公式内的各计算数值 1 由图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=480 Mpa FE2=370 Mpa 2由图 10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.88 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.2,由式 (10-12)得 3442.1 48086.0111 S FEFNF Mpa 33.2712.1 37088.0222 S FEFNF Mpa 4.计算载荷系数 K K=KAKVKF KF =1 1.1 1.2 1.25=1.65 5.查取 齿形系数 由表 10-5查得过且过 Ya1=2.80 Ya2=2.18 6.查取液压力校正系数 由表 10-5可查得 Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 7 计算大 .小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 111F SaFaYY=344 55.180.2 =0.01262 nts 8 2 22F SaFa YY=33.271 79.118.2 =0.01438 大齿轮的数值大 .设计计算 m3 2420110829.365.1201438.0 =1.656 mm 对比齿面接触疲劳强度计算的模数 m与齿根弯曲疲劳强度计算的 模数 m,由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力 ,因此可取弯曲强度算得的 m=1.656,并给予圆整为标准值 m=2mm,按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=50.16,算出小齿轮齿数 . Z1=md1=216.50=25 大齿轮齿数 Z2=Z1i2=25 4.88=122 这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度 ,又满足了 齿根弯曲疲劳强度 . .几何尺寸计算 1. 计算分度圆直径 D1=Z1m=25 2=50.0 mm D2=Z2m=122 2=144 mm 2. 计算中心距 a=2 21 dd =2 0.2440.50 =147.0 mm 3. 计算齿轮宽度 B= dd1=1 50.0=50.0 mm 取 B2=50 B1=55 .验算 Ft=112dT=0.5010829.32 4 =1531.6 N bFK tA=0.506.15311 =30.63N/mm100N/mm nts 9 四、 轴 的设计 1. 初步确定轴的最小直径 先按式 dmin=A03 nP估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45钢 , 经调质处理 ,由前面计算结果可知 P=1.91KW n=466.67r/min, 再根据表 15-3,查得 A0=120 因此 dmin=A03 nP=1203 67.46691.1=19.2 mm 轴 最小直径是安装 V带轮处的直径 ,为使其与 V带轮配合 . 取 d1-2=20mm,并由 V带轮宽度 ,取 L1-2=40mm 2为防止箱体壁误差影响，取壁厚比轴承宽大 10mm，已知轴承的 宽为 15mm，并使箱体壁与 V带轮的距离为 30mm， 因此 L2-3=35mm，轴肩高 h=1mm 3 由受力情况可知， 轴 处的轴承受力较大，并且靠近 V带轮的 轴承最大，由下受力图得 轴承的径向受力为 Fr1=1610 N 初步计算当量动载荷 P，根据式（ 13-8a） P=Fp（ XFr+YFa） 由于 Fa=0，因此 Fa/Fr1 e 按表 13-6，取 Fp=1 按照表 13-5,X=1,Y=0 因此 P=1 (1 1610+0 0)=1610 N .根据式 (13-6),求轴承应有的基本额定动载荷值 C=P 6/1060 hnL nts 10 由于三年为一个大修期 ,因此 , /hL=3 365 8=8760,n=1400/3 因此 ,C=1610 361087603140060 =10078.13 N 按照设计手册选择 C=10790 N 的轴承 36205,此轴承的基本 额定静载荷 C0=69500 N. 此轴承的各参数如下 : 内圈直径 d 外圈直径 D 轴承宽度 B 25 mm 52 mm 15 mm 因此 轴承的安装内径为 25 mm， 因此取 h=1.5 mm，并取齿轮与机箱 内壁的距离 S=16 mm,为了 套筒能紧靠齿轮 ,取 L4-5=52 mm. (小于齿轮的宽度 55 mm), 因此 L3-4=20+16+3=39 mm 4. 取齿轮安装直径 d=30,4-5段的轴 肩 h=2.5 mm,L5-6=12,h=2.5 mm 5. 取 d7-8=25,L7-8=1,D6-7=30,L6-7=9 6. 轴上零件的周向定位 齿轮 .V带轮与轴采用 圆头 平键联接 ,由齿轮处的直径 d=32 mm 查得 ,平键的尺寸为 b h L=10 mm 8 mm 40 mm,键槽用键槽 铣刀加工 ,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中 性 ,选择齿轮 轮毂与轴的配合为 H7/h6,同样 ,V 带 轮与轴选用的平键的 尺寸为 b h L=6 mm 6 mm 28mm，带轮与轴的配合为 H7/k6。轴承与轴借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸 公差为 m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表 15-2，取轴端倒角为 2 450，各处轴肩圆角 R=1 .求轴上的载荷 (估算 ) 1. 将轴的受力近似简化为如右图所示 ,得出轴的弯矩图如下 . nts 11 结合轴的扭矩和弯矩图可知 ,截面 3与轴 4-5的中点是危险截面 . 2. 接弯扭合成应力校核轴的强度 根据式 (15-5),取 =0.6,截面 3 左端的直径较小 ,求得其计算应力 ca= WTM 2321 = 322221.03 9 0 7 06.03 3 6 0 0 =38.5Mpa 再由式 (15-5),取 =0.6,计算轴 4-5中点的计算应力 /ca= WTM 2321 = 3025305103230390706.0354002322=13.4Mpa 前面已选轴的材料为 45钢 ,调质处理 .由表 15-1查得 1 =60Mpa 因此 ca 1 , /ca 1 故安全 . .确定较核轴的疲劳强度 nts 12 1. 危险截面的确定 截面 2基本上只受扭矩的作用 (弯矩极小 ),截面 3并无因 安装配合引起的液压力集中 ,只有 4.5截面由于过 盈引起严重 的应力集中 ,而 5截面的直径较大 ,并且不受扭矩的作用 . 因此 ,只需验证 4截面左右两侧的强度 . 2. 截面 4左侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 253=1562.5mm 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 253=3125mm 截面 4左侧的弯矩为 M=35400302030 =11800 N mm 扭矩为 T3=39070 N mm 截面上的弯曲应力 b=WM =5.156211800 =7.55 Mpa 扭转切应力 T =TWT3 =312539070 =12.5 Mpa 由表 15-1查得 B =640 Mpa, 1 =275 Mpa, 1 =155 Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2查取 ,由dr=250.2=0.08, dD=2530=1.2 查得=1.62, =1.17 又 由附 图 3-1可得轴的材料 的敏性系数 为 q=0.82, q=0.85 故有效应力集中系数按式 (附 3-4)得 k=1+q(-1)=1+0.82 (1.62-1)=1.51 k=1+q(-1)=1+0.85 (1.17-1)=1.14 由附图 3-2得尺寸系数=0.87 nts 13 再由附图 3-3得扭转尺寸系数 =0.89 轴按磨削加工 ,由附图 3-4 得表面质量系数 为 =0.92 轴未经表面硬化处理 ,即q=1,则按式 (3-12)及 (3-12a) 得综合系数值为 K=k+1 -1= 87.051.1 + 92.01 -1=1.82 K=k+1 -1= 89.014.1 + 92.01 -1=1.37 由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1, 可取 =0.1, =0.05 于是计算安全系数 Sca值 ,按式 (15-6)-(15-8)则得 S=maK 1=01.055.782.1 275 =20.01 S=maK 1=250.1205.0250.1237.11 5 5=17.46 caS=22 SSSS= 22 46.1701.2046.1701.20 =13.16 S=1.3 故可知其安全 . 3. 截面 4右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 303=2700mm 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 303=5400mm 弯矩 及弯曲应力 为 M=35400302030 =11800 N mm b=WM =270011800 =4.37 Mpa nts 14 扭矩 及扭转切应力 为 T3=39070 N mm T =TWT3 =540039070 =7.24 Mpa 过盈配合各处的k,由附表 3-8用插入法求出 ,并取 k=0.8k,得 k=1.79 k=0.8 1.79=1.43 轴按磨削加工 ,由附图 3-4得表面质量系数为 =0.92 故 得综合系数值为 K=k+1 -1=1.79+ 92.01 -1=1.88 K=k+1 -1=1.43+ 92.01 -1=1.52 取 =0.1, =0.05 所求轴在截面 4右侧的安全系数 S=maK 1=01.037.488.1 275 =33.47 S=maK 1=224.705.0224.752.1155=27.27 caS=22 SSSS= 22 27.2747.3327.2747.33 =21.14 S=1.3 因此 ,该轴在截面 4右侧的强度也是足够的 . 五、 轴的设计 nts 15 1.初步确定轴的最小直径 先按式 dmin=A03 nP估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45钢 ,经 调质处理 ,由前面计算结果可知 P=1.82KW n=95.63r/min,再 根据表 15-3,查得 A0=120 因此 dmin=A03 nP=1203 63.9582.1=32.04 mm 轴 最小直径是安装 取轴器 处的直径 ,为使其与 联轴器 配合 . 由于卷筒的载荷平稳 ,且转速不高 ,故选用凸缘联轴器 联轴器所要承受的转矩 T=9550nP=955063.9578.1=177.76 由工作条件 ,根据表 14-1查得 工作情况系数 KA=1.3 故由式 (14-3)得计算转矩为 Tca=KAT=1.3 76.177 =231.09 Nm 因此 ,选用 YLD5型凸缘联轴器 ,再根据 YLD5型凸缘联轴器的 许用转矩为 400 Nm , 许用最大转速为 8000.安装直径为 d=35mm,L=82mm 故 取 d1-2=20mm, L1-2=82mm 2 为满足半取轴器定位 ,取 d2-3 =41 mm,并 L2-3=50mm. 3由 前面计算可知只要型号大于 36205,即可满足强度条件 ,为符合 安装尺寸 ,选用 36209,其各参数如下 : 内圈直径 d 外圈直径 D 轴承宽度 B 45 mm 85 mm 19 mm 故 d3-4=d7-8= 41 mm, L7-8 =18 mm, L3-4 =18+3.5+16+3+2.5=43 mm 4.为安装齿轮，取 d4-5=50， L4-5=50-3=47 5为安装轴承需要，取 d6-7=52， L6-7=10 d5-6=55， L5-6=12 .轴上零件的周向定位 齿轮 .联轴器 与轴采用 圆头 平键联接 ,由齿轮处的直径 d=50 mm 查得 ,平键的尺寸为 b h L=14 mm 9 mm 35 mm,键槽用键槽铣刀 加工 ,同时为了保证齿轮 与轴配合有良好的对中性 ,选择齿轮轮毂与 nts 16 轴的配合为 H7/h6,同样 ,联轴器 与轴选用的平键的尺寸为 b h L=10 mm 8 mm 70mm，带轮与轴的配合为 H7/k6。轴承与轴 借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸公差为 m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表 15-2，取轴端倒角为 2 450，各处轴肩圆角 如零件图所示 .求轴上的载荷 (估算 ) 1 将轴的受力近似简化为如右图所示 ,得出轴的弯矩图如下 . 结合轴的扭矩和弯矩图可知 ,截面 3与轴 4-5的中点是危险截面 . 2 接弯扭合成应力校核轴的强度 由式 (15-5),取 =0.6,计算轴 4-5中点的计算应力 ca= W TM 2321 = 322501.01812406.07.28280 =3.7 Mpa 由材料的选定可知 1 =60Mpa 因此 ca 1 , /ca 1 故安全 . nts 17 .确定较核轴的疲劳强度 1.危险截面的确定 截面 2.3只受扭矩的作用 ,而 6.7 只受小量弯矩的作用 , 只 有 4 截面由于过盈引起严重的应力集中 ,并且弯矩跟 扭矩都很大 ,但 5截面的直径较大 ,并且不受扭矩的作用 . 因此 ,只需验证 4截面左右两侧的强度 . 2 截面 4左侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 453=9112.5mm 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 453=18225mm 截面 4 左侧的弯矩为 M=28280.7652065 =19578.9 N mm 扭矩为 T3=181240 N mm 截面上的弯曲应力 b=WM =5.91129.19578 =2.15 Mpa 扭转切应力 T =TWT3 =18225181240 =9.94 Mpa 由表 15-1查得 B =640 Mpa, 1 =275 Mpa, 1 =155 Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3-2查取 ,由dr=450.2=0.04, dD=4550=1.11 查得=2.00, =1.32 又由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 q=0.82, q=0.85 故有效应力集中系数按式 (附 3-4)得 k=1+q(-1)=1+0.82 (2.00-1)=1.51 k=1+q(-1)=1+0.85 (1.32-1)=1.14 nts 18 由 附图 3-2得尺寸系数=0.71 再由附图 3-3得扭转尺寸系数 =0.83 轴按磨削加工 ,由附图 3-4得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面硬化处理 ,即q=1,则按式 (3-12)及 (3-12a) 得综合系数值为 K=k+1 -1= 71.082.1 + 92.01 -1=2.65 K=k+1 -1= 83.027.1 + 92.01 -1=1.58 由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1, 可取 =0.1, =0.05 于是计算安全系数 Sca值 ,按式 (15-6)-(15-8)则得 S=maK 1=01.015.265.2 275 =48.27 S=maK 1=294.905.0294.958.1155=19.13 caS=22 SSSS= 22 13.1927.4813.1927.48 =17.78 S=1.3 故可知其安全 . 3 截面 4右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1 503=12500mm 抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 503=25000mm 弯矩及弯曲应力为 M=28280.7652065 =19578.9 N mm b=WM =125009.19578 =1.57 Mpa nts 19 扭矩及扭转切应力为 T3=181240 N mm T =TWT3 =25000181240 =7.25 Mpa 过盈配合各处的k,由附表 3-8用插入法求出 ,并取 k=0.8k,得 k=2.18 k=0.8 2.18=1.74 轴按磨削加工 ,由附图 3-4得表面质量系数为 =0.92 故得综合系数值为 K=k+1 -1=2.18+ 92.01 -1=2.27 K=k+1 -1=1.74+ 92.01 -1=1.83 取 =0.1, =0.05 所求轴在截面 4右侧的安全系数 S=maK 1=01.057.127.2 275 =77.16 S=maK 1=225.705.0225.783.1155=22.74 caS=22 SSSS= 22 74.2216.7774.2216.77 =21.81 S=1.3 因此 ,该轴在截面 4右侧的强度也是足够的 . 键的校核： 由于轴 安装 V带轮处的键尺寸最 小，且由于功率损失，键的 受力最大。因而只需校核 V带轮处的键即可。键的尺寸 nts 20 为 b h L=6 6 28。 F=RT
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