一级直齿圆柱齿轮减速器设计(样稿)

1、一级直齿圆柱齿轮减速器设计目 录一、传动方案的拟定二、电子机的选择三、传动装置的运动和动力设计四、V 带设计五、齿轮传动的设计六、传动轴的设计七、键联接的设计八、联轴器的设计设计课题设计单级直齿圆柱齿轮减速器已知参数：运输工作拉力 FN运输带工作速度 Vm/s滚筒直径 Dmm1200 21 400设计任务要求：1、 A1 或 A2 装配图 1 张；2、 A3 或 A4 零件工作图 3 张；3、设计说明书 1 份（字数在 6000 字以上） ；4、采用计算机绘图 2 张。2、计算过程及计算说明一、传动方案的拟定由于本设计已知输入功率，为增大效率，故建立如图 1 所示的传动方案及减速器构造。图 1 传动方案及减速器构造示意图二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择选择 Y 系列的三相异步电动机，此系列的电动机是属于一般用途的全封闭式自扇冷电动机，结构简单，工作相靠，并且价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择电动机所需工作功率为 Pd：Pd = Pw / 总 （KW）其中：Pw = FV/1000 = 120021/1000 = 252（KW） P8注：关于效率查指导书表 2-3 得如下表 1：带传动 轴承 齿轮传动 联轴器 驱动卷筒 带 轴承 齿轮 联轴器 滚筒传动效率096 098 097 097 096 总 = 带 2 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 = 083 因此，Pd = Pw / 总 = 252 / 083 = 304 （KW）电动机所需功率为：Pd = 304 （KW）3、3、确定各级转速（1）滚筒的工作转速n 筒 = 601000 V/d = 60100021 / 314400 = 10032（r/min）注： 由指导书P10 取 V 带传动比 i = 24 ，齿轮的传动比为 i = 3-5 则总传动比的合理范围为： i 总= 620 。（2）电动机的满载转速由指导书P11 可知： i 总= n 电动机 / n 筒因此，电动机的转速范围可选为：n 电动机 = n 筒 i 总= 10032（6-20）= 602 2006（r/min）由： Pd = Pw / 总 = 252 / 083 = 304 （KW）（ 取 Pd = 4 KW ） 查指导书P138 附表 8-1 得如下表 2：电动机型号 额定功率 满载转速 额定转矩 最大转矩Y112M - 2 4 2890 22 22Y132MI - 6 4 960 20 22Y112M 4 4 1440 22 22Y160MI - 8 4 720 20 22选择电动机型号为：Y112M 4 （同步转速 1500 r/min 4 级）电动机的主要外型和安装尺寸如图 2 所示： 详见指导书附表 84 P141滚筒的工作转速n 筒= 10032（r/min）选择电机转速：n 电= 1440（r/min）选择电机型号：Y112M 44、图 2 电动机的安装及外形尺寸电动机外形尺寸：LP = 400 250 5、三、传动装置的运动和动力设计1、运动参数及动力参数的计算 详见指导书P12（1 ）计算各轴的转速i 总 = n 电机/ n 滚筒 = 1440 / 10032 = 144初步取： i 齿轮 = 4 ，则 i 带 = 144 /4 = 36因此，各轴的转速分别为：n0 = n 电机 / n = 1440 r/mn n1 = n 电机 / i 带 = 1440 / 36 = 400 r/mnn2 = n1 / i 齿轮 = 400 / 4 = 100 r/mn（2 ）计算各轴的输入功率0 轴： P = P 工作 = 4 KW 轴： P 入 1 = P 带 = 4096 384KW轴：P 入 2= P1 轴承 齿轮=3.840.980.973.65KW（3 ）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则：P 出 1 = P 入 1 轴承 = 3.84 0.98 = 3.76 KWP 出 2 = P 入 2 轴承 = 3.76 0.98 = 3.69 KW（4 ）计算各轴的输入转矩电动机的转矩： T 电 = 9550 P 电/ n 电=95504/1440 = 265（N.m） 轴的转矩：T 入 = T 电i 带 带=26.53.60.96 = 91.6（N.m）T 入 =Ti 齿轮 轴承 齿轮= 91.640.98 0.97= 348.3（N.m）（5 ）计算各=轴的输出转矩由于，、轴的输入转矩分别为输入转矩乘以轴承效率则：轴： T 出 = T 入 轴承= 9160.98 = 89.8 （N.m）轴： T 出 = T 入 轴承= 348.30.98 =341.3（N.m）综合以上计算得到的数据，如表 3 所示： 总传动比：i 总 = 144各级传动轴的转速：n0 = 1440 r/mnn1 = 400 r/mnn2 = 100 r/mn功率 P（KW） 转矩 T（N.m）轴名输入 输出 输入 输出转速 n（r/min）电动机 4 26.5 1440轴 3.84 3.76 26.5 89.8 4006、轴 3.65 3.69 91.6 341.3 100四、V 带设计（1）确定计算功率查表 7-8 得 KA=1.1（教材 P95 表 7-8） ，则：Pc = KAP = 1.14 = 4.4 （kw） n = 1440 （r/min）（2）选择 V 带的型号由 Pc、 n 电机，由教材 P95 图 7-10，确定选用 A 型 V 带。（3）确定带轮的直径由教材 P96 表 7-9 查得：推荐的小带轮最小基准直径 dmin为 75mm。 弹性滑动率 取 0.02d1 = 100mm 75mm d2 = n1d1（1 - ）/ n2 = 400100（1-0.02） /100 = 392 mm 由教材 P96 表 7-9 查得 d2 = 400 mm实际传动比：= 21(1)4（4）验算带速 = 11601000=3.141001440601000 =6.19 (/)因 V 在 5 15 （m/s）范围内，故带的速度合格。（5）初选两带轮的中心距计算式： 0.7(1+2) 120经验算可知，小带轮的包角取值合理。（10）计算单根 V 带的基本额定功率 P0根据 n1 = 1440 （r/min）和 d1 = 100（mm ） ，查 表 7-4（教材P92） ，用插值法，得到 A 型 V 带的 P0 = 1.07 （Kw）（11）额定功率的增量 0根据 n1 = 1440 （r/min）和 d1 = 100（mm ） ，查 表 7-4（教材P92） ，用插值法，得到 A 型 V 带的 = 0.07 （Kw）0（12）计算 V 带根数 Z根据 148.6，查表 7-6（教材 P94）包角修正系数1= =0.915根据 Ld = 1940mm，查表 7-7（教材 P4）带长修正系数 =0.97，查表 7-5（教材 P93）单 根 带额 定功率的增量 00=0.174.4/（1.07+0.17）= (0+0)= 0.9150.97=4（根）（12）确定单根 V 带的预紧力 FQ初拉力基准长度Ld = 1940（mm）实际中心距 aa = 515（mm）小带轮包角 1148.61=基本额定功率P0 = 1.07 （Kw）额定功率的增量= 0 0.07（Kw）包角修正系数 =0.915带长修正系数 =0.97V 带的根数Z = 4 根预紧力（初拉力）0=154.9 ()8、0=500(2.51)+.v2=5004.446.19 ( 2.50.9151)+0.1(6.19)2= 154.9(N)其中：查表 7-1 得 q=0.1（Kg/m）（13）确定带对轴的压紧力 FF=2012=24154.9148.62=1239.20.96=1189.6 ()对轴的压紧力 =1189.6()（14）带传动计算结果带传动计算结果如表 4 所示。带轮直径（mm ）带型号带长（mm ）带根数（根） 小带轮 大带轮中心距（mm）作用于轴上的压力（N ）A 型 Ld = 1940 4 d1=100 d2=400 a = 515 =1189.69、（15）带轮结构工作图由于大带轮的直径 d2=400（mm） 350（mm ） ，因此，大带轮应采用轮辐式带轮结构。根据教材 P88 图 7-6 所示的轮辐式带轮如图 3 所示。 大带轮结构参数：1=2903.式中：P 为传递的功率（kw）n 为带轮速度（r/min）A 为轮幅数2=0.811=0.41 2=0.811=0.21 2=0.22图 3 大带轮结构工作图 由于小带轮直径较小，采用实心带轮，其结构工作图如图 4 所示。各参数详见：教材 P89 表 7-3图 4 小带轮结构工作图10、五、齿轮传动设计 详见机械设计基础P1561、齿轮的基本参数计算（1 ）选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。初步估算：小齿轮选软齿面，材料为 45#钢调质，齿面硬度为 220 250 HBS；大齿轮选软齿面，材料选 45#钢调质，齿面硬度为 170 210HBS。因为是普通减速器，齿轮精度由表 9-2 选 8 级精度。（2 ）初选主要参数：Z1 = 25 ，传动比 i = 4Z2 = Z14 = 100 （3 ）齿轮计算结果如表 4 所示： 表 4 齿轮参数选择齿轮模数：m = 3mm参数齿数Z模数mm分度圆直径d/mm齿根圆直径df/mm齿顶圆直径da/mm齿宽b/mm传动比中心距a/mm齿轮 1 Z1=30 d1=60 df1=55 da1=64 b1=55齿轮 2 Z2=120m=2d2=240 df2=235 da2=244 b2=50i=4 a=150（4 ）主动齿轮（Z1）工作图由设计计算可知，该齿轮的根圆直径 df1=55，若按齿轮处的轴径d=47mm 计算，则齿根圆至键槽底的距离 x=2mm，不能满足 x 2.5m=2.52 = 5 mm 的要求，所以该齿轮应设计成齿轮轴，如图 3 所示为闭式减速器主动齿轮 1（Z1）的工作图。图 3 齿轮轴工作图11、2、直齿圆柱齿轮按齿面接触强度计算确定参数数值： 载荷系数 K： 查表 9-4 取 K=1.1 齿宽系数： 现取为=0.20.4 =0.4 小齿轮的齿数 Z1： 取 Z1 = 25；则 Z2 = i 齿轮Z1=4 25=100 许用应力 ：由齿轮所选材料和齿面硬度，从教材 P140 图 9-23 查得接触疲劳极限为： ， 1=560()2=530() 接触安全系数 SH=1 令 u = Z2 / Z1 （教材 P139）（1 ）计算转矩 T11=9.5510611=9.551063.76400=8.98104 (.)（2 ）许用的接触应力 1=1=5601 =560 () 2=2=5301 =530 ()（3 ）初定中心距 a(+1)31(335)2=（ 21+1） 3(335530)21.18.981040.421=（ 10025+1） 3(335530)21.18.981040.410025 =530.6326.17104= 195 （mm）（ 4）确定模数 m= 21+2=2 19525+100=3.12由表 9-1 取模数 m = 3.5 （第二系列）12、（5 ）确定中心距 a （mm）=2(1+2)=3。 5(25+100)2 =218.75（6 ）齿宽 b = ()由此可得 87.5 （mm） 取小齿轮的齿宽 90 1= 1= （mm）13、3、齿轮的轮齿弯曲强度校核弯曲强度公式 1=21121其中： 齿形系数 1=2.72 2=2.2由教材 P142 图 9-25 查出，齿形系数只与齿数有关。 许用弯曲应力 由教材 P143 图 9-26 查得弯曲疲劳极限应力：， 1=190()2=170()由表 9-5 查得弯曲安全系数： =1.3计算所得许用弯曲应力为： 1=1 =1901 =146 () 2=2 =1701 =131 () 弯曲强度校核1=21121=21.18.981042.72903.5225 =19.4 =10 2=10。 考虑该段轴的长度应略大于轴承宽度。 档没盘宽度为 20mm3 =10 故，该段轴长度为： 3= 轴 承 +2+20=17+2+20=39 齿轮所在段该段的长度为齿轮宽度，因为齿轮与轴为一体，故该段轴的直径为齿轮外圆、分度圆和齿根圆，齿根圆的直径不能小于 。现齿根圆直径4 和 5。 =67.5 故 4(5) 4=38 4=851=84 轴肩 5=45 5=8 润滑密封段2=33 润滑密封段长度2=55.7 滚动轴承安装段长度3=39 17、段： 右轴承安装段初选 6207 型深沟球轴承，其内径为 ，装轴承的轴颈倒角为 6=35 145，轴承宽度为：b=17mm ，外径为：D=72mm，额定动负荷：25700（ N）故该轴的长度应略大于轴承的宽度为： 6=18 设计结构尺寸时应注意的细节：处于轴承孔中的轴长度比轴承宽度长 2mm，这可避免轴端部倒角且减少与轴承孔的接触长度；处于带轮孔中的轴长度应比带轮宽度小 2mm，这样有利于用轴端挡圈使带轮轴向定位和夹紧。处于齿轮安装孔中的轴长度应比齿轮宽度小 2mm，其目的是使左边轴套能紧紧顶住齿轮左端面，使齿轮轴向定位和固定。 高速轴结构尺寸如表 6所示。轴段号轴颈段轴颈直径符号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸 带轮安装段 1 25 1 76 带轮宽度 78 润滑密封段 2 33 2 55.7 密封宽度 12 左轴承安装段 3 35 3 39 轴承宽度 B 17 齿轮宽度段 4 38 4 84 齿轮宽度 85 轴肩段 5 45 5 8 右轴承安装段 6 35 6 38 轴承宽度 B 172、输入轴的受力分析18、在结构示意图（如图）中两支承点取轴承的宽度的中点值，皮带轮对轴的施力点取带宽度的中点值，齿轮对轴的施力点取齿轮宽度的中点值。为了计算方便，支承点间，或施力点到支承点的距离应尽量取整数。本方案中支承点距离 为 ： =142 齿轮中心距两支承的距离为： = =71 皮带轮中心距离 B 支承为： =104. 2具体情况详见高速轴受力示意图。图 4 输入轴的受力分析示意图3、高速轴受力及弯矩合成图 详见教材P23619、图 5 高速轴受力及弯矩合成图4、轴受力情况计算已知小齿轮分度圆直径 ；轴上的扭矩 ；1=75 2=89800（ .）计算圆周力： 圆周力：=221=28980075=2394.7 ()计算径向力： 20=0.36径向力： =.=2394.720=871.6 ()（1 ）因为该轴上两轴承与齿轮对称安装，所以： = =71 轴受力示意图 如图 5- a）所示； 绘制轴的受力图 如图 5 - b）所示；（2 ）轴承上作用的支反力可分解为水平和垂直两部分 20、图 5-b）高速轴受力分析图 由齿轮上圆周力作用产生的两个水平支反力在 XOY 平面内： Ray=Rcy=FtLab/Lac = 2394.712=1197.35 ()在 XOZ 平面内：由齿轮上径向力产生的两个垂直支反力Raz = Rcz =FrLab/Lac = 871.6 12=435.8 () 皮带拉力产生的支反力Fa 带=FdLcd/Lac = = 2电 / 小 带轮 85100226.5 85/100100=452.5(N)103Fb 带=Fd + Fa 带 = 530 + 452.5 = 982.5 (N) 绘制 XOZ（垂直面）内轴受齿轮力的弯矩图如图 5-c）所示。由于，两边对称，因此截面 B 的弯矩也对称。截面 B 在 XOY（水平面）内的弯矩为： 50=22690(N.mm)=22.69(N.m)1=齿 2 = 453.8 绘制 XOY（水平面）内轴受齿轮力的弯矩图，如图 5-d）所示。截面 B 在 XOY（水平面）内的弯矩为：50=59867.5(N.mm)=59.9(N.m)2=齿 2 = 1197.35 绘制轴受齿轮力的合成弯矩图，如图 5-e）所示。= 64（N.m ） 合 1=12+22=22.692+59.92 绘制 皮带拉力产生的弯矩图，如图 5-f）所示。 =45.1（N.m）3= 53085=45050(.)3=3/2= 45.1/2=22.55(.) 绘制合成弯矩图，如图 5-g）所示。21、因为皮带拉力方向不定，可按皮带拉力产生的弯矩与齿轮力产生的合成弯矩处于同一平面的极限来处理，因而有：合 2= 3+合 1=22.55+64=86.55 （ .） 合 2= 3+0=45.1+0=45.1 （ .） 绘制扭矩图，如图 5- h）所示。转矩：T = 9.55(22)103=9.553.69103100=35.4（ .） 绘制当量弯矩图，如图 5- i）所示。由图中可知 B、C 截面的当量弯矩最大，故应计算该截面的当量弯矩。转矩产生的扭转剪力可按脉动循环处理，取 a=0.6 截面 B、C 处的当量弯矩为： =合 22+2=86.552+(0.635.4)2=89.1（ .）=合 22+2=45.12+(0.635.4)2=52.8（ .）（3 ）校核危险截面 B、C 处的强度从合成后的当量弯矩图中可知 B 截面弯矩最大，是危险截面，因此，应校核该截面的强度。 由教材P236 小齿轮轴的材料选用 45#钢，调质处理。 由教材P230表 14-1 查得强度极限 ，由表 14-3 查得许用弯曲应力=650（ ） 可知：B-B 截面最危险，则：1=60（ （MPa） 60（MPa）= =89.10.13=89.1103/0.1453=9.8故轴的强度是足够的。（4 ）输出轴（即低速轴）的设计计算。 详见指导书 P174 附图 12-2。 按扭矩初算轴颈选用 45 号调质钢，硬度（217255HBS ） =650（ ）取 C=113 3(33)=1153(3.69100)=38.3 ()取 d = 40 （mm）低速轴各部分结构尺寸如表 7 所示。22、表 7 ：低速轴各部分结构尺寸轴颈段号轴颈段名轴颈直径代号轴颈直径尺寸轴颈长度代号轴颈长度尺寸相关零件配合部位配合部位结构尺寸 联轴器安装段 d1 35 L1 81 联轴宽度 82 右轴承密封段 d2 42 L2 53.7 密封宽度 12 右轴承段 d3 45 L3 41 轴承宽 B 19 齿轮安装段 d4 47 L4 81.5 齿轮宽度 82.5 轴肩 d5 54 L5 8 左轴承安装段 d6 45 L6 32 轴承宽 B 19注： 表中轴承段号在结构示意图中是由右向左排列。2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配一级减速器中，可以将齿轮安排在箱体的中央，相对两轴对称分布，齿轮左端面用轴肩定位，右端面用轴套轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别采用轴承肩和轴套定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮轴套，右轴承和皮带轮依次从右面装入。详细情况见低速轴的结构示意图。（2）确定轴的各段直径和长度初选 6209 型深沟球轴承，其内径为 45mm，外径为 85mm，宽度为 19mm，额定动负荷。C=29100（ ）（3）支承反力、合成当量弯矩及强度校核 大齿轮圆直径 2=300 （ ） 大齿轮上转矩 （N.m）3=264.04 圆周力 ：=232=226.4.04103300=1760 ()径向力 ：23、=176020=640.68 () =70.75 ()具体计算如下：A、求解支反力 （如图 6-a）所示 、 、 、 水平方向的支反力： =/2 = 880 ()垂直方向的支反力： = = 2= 640.68/2=320.34 ()B、在水平面 C 截面内的弯矩为： 1=88070.15=61.73 (.)C、截面 C 在垂直面内的弯矩为： 2=320.3470.15=22.47 (.)D、计算合成弯矩：合 = (12+22)= 61.73222.472=65.69(.)转矩： T = 9.55(3/3)103=9.552.77100103=171.78(.)E、计算当量弯矩： 根据教材 P235 转矩脉动变化系数 =0.6= (合 2+（ ） 2)= 71.942264.542=171.78(.)F、校核危险截面 C 的强度查教材 P230 表 14-1 材料 45 号调质 ，其 强 度极限 为 ： =650（ ）查教材 P236 表 14-3 轴的许用弯曲应力为： 1=60（ ）安装齿轮的轴径为： 5=4795%=44.65 ()因为： =0.13=171.78 1030.144.653=19.30 ()由于： =19.30 () 1=60（ ）所以： 此轴强度足够。24、通过以上校核，低速轴的受力及弯矩合成如图 6 所示。图 6 低速轴受力分析及弯矩图七、滚动轴承的选择及校核计算考虑本减速器为直齿圆柱齿轮传动，不受轴向载荷作用，因此可选用深沟球轴承。根据危险截面去选择轴承，经查指导书P154，国家标准的深沟球轴承参数如表 8 所示。型号内径（mm ）外径（mm）宽度（mm ）动负载（N）静负荷（N）极限转速（油）r/min极限转速（脂）r/min6026 d30 D62 B16 19500 11300 11000 1300025、6027 d35 D72 B17 25700 15300 9500 110006028 D40 D80 B18 29100 17800 8500 100001、计算输入轴承（1）选择轴承选择型号为：6207 。（2）求两支承轴承的当量载荷 由齿轮作用力在支承点上产生的支反力水平支反力： = 230450/100 = 1152(N) =/=1152 ()垂直支反力： =838.5950100=419.30 ()=838.59410.30=419.29 () 由皮带拉力在支承点产生的支反力(松边)=1231.985100=1047.12 ()(紧边) =+=1231.9+1047.12=2279 () 轴承径向反力及当量载荷+ = =(2+2) (11522+419.32)+1047.12=2273.05()+ = =(2+2) (11522+419.32)+2279=3504.93()由于，轴向力等于零即： =0，因此，当量 载 荷 =3504.93 （ ）（3 ）计算轴承的寿命由教材P216 表 13-8、表 13-9 可得：载 荷系数： =1.2 （ 轻 微冲 击 ） 温度系数： =1.0 （ 工作温度低于 100）寿命指数：=3 （因为是滚动轴承）根据教材P216 寿命计算公式（13-3） L=10660计算得到：C=10109126、2、计算输出轴承（1 ）选择轴承转速 n=100 （r/min） 试选择 6209 型深沟球轴承，其：内径为 45mm、外径为 82mm、宽度为 19mm，额定动负荷 =31