单级圆柱齿轮减速器-机械课程设计

1、一、计算过程及计算说明工作条件：运输机连续工作，单向运转；载荷变化不大，空载起动。减速器小批量生产，使用期限为10年，两班制工作，运输带容许速度误差为5%。设计参数：运输带的拉力F(N) 2800 运输带的速度为v（m/s） 1.5 转筒的直径为D（mm） 450设计目标：用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。在设计中，电动机为原动机，动力经V带传动，减速器齿轮传动，联轴器，滚筒传到输送带上，传动方式为单级传动。二电动机的选择：1.电机类型选择电动机是整个带式运输机的动力源，将电能转化为机械能，经V带传动，减速器传动，和转筒传动，带动传输带运动，实现设计目标。根据工作条件，要求电动机连续工作，

2、单向运转，载荷稳定且空载启动，所以可以选择 卧式封闭型Y系列三相异步电动机2.电机型号选择选择依据：已知运输带的速度为1.5m/s ，转筒直径为450mm，可算出转筒的转速n筒=60×1000V/D=60×1000×1.5/×450= 63.66 r/min查机械传动效率表得各传动机构的传动效率如下：其中：联轴器=0.99 齿轮（八级精度）=0.97 滚子轴承=0.98 带=0.96 机械=0.95经计算：总=0.99*0.983*0.97*0.96*0.95=0.824电机理论上的工作功率为:Po=FX V/总X 1000=2800*1.5/（1000

3、*0.824）=5097w单级圆柱齿轮的传动比i减速器设为36，V带传动的传动比i带设为24总传动比 : i总 = i减速器 X i带 =624故电机的转速范围n电机= i总 X n筒 =63.66 r/min x (624)= 381.96 1527.84 r/min所以应该选择同步转速为750 r/min、1000 r/min、1500 r/min的电动机系列；根据电机理论上的工作功率Po=5097w，在这三个系列的电动机中适用的型号有以下几种：型号额定功率同步转速额定转速电动机质量平均价格Y132S-45.5kW1500r/min1440r/min68 kg800元Y132M2-65.5

4、kW1000r/min960r/min85 kg1000元Y160M2-85.5kW750 r/min720r/min115 kg1600元 在综合考虑电动机的尺寸重量，价格和传动比的分配后，选择Y132M2-6型三相异步电动机主要性能：额定功率5.5KW、额定电压380V、额定电流12.6A、额定转速960r/min、堵转电流6.5、堵转转矩2.0、最大转矩2.0、铁心长度105mm此时总传动比：i总=n电机 / n筒 =960 r/min / 63.66 r/min = 15.1，满足i总 =624三、计算总传动比及分配各级的传动比1.总传动比：i总=n电机 / n筒 =960 r/min

5、 / 63.66 r/min = 15.12.分配各级传动比：已知i总= i总=n电机 / n筒 =15.1设V带传动比i带 = 3则单级圆柱齿轮减速器的传动比i减速器= i总 / i带 =5.03四、运动参数及动力参数计算1.各轴转速如下：n电机轴= n电机=960 r/minn高速轴=n电机轴/ i带=960/3=320 r/minn低速轴=n高速轴/ i减速器=320/5.03=63.62 r/min传输带速度误差：（63.62 r/min -63.66 r/min）/ 63.66 r/min X 100% = 0.06%2.各轴功率如下：（1）P电机轴=5.5kw（2）P高速轴（输入）

6、=P电机轴x 带=5500 X 0.96 = 5280w P高速轴（输出）= P高速轴（输入）X 轴承=5280 X 0.98 = 5174.4w（3）P低速轴（输入）=P高速轴x轴承x齿轮=5280 x 0.98 X 0.97 = 5019.2w P高速轴（输出）=P低速轴（输入）x轴承=4918.8w3.各轴扭矩如下：（1）T电机轴=9550 x Po/ n电机轴 =9550 x 5.097 / 960 = 50.7N*m（2）T高速轴（输入）=9550 x P高速轴 / n高速轴 =9550 X 5.280 /320 = 157.6 N*mT高速轴（输出）= T高速轴（输入）X 齿轮=1

7、57.6 X 0.97 = 153 N*m（3）T低速轴（输入）=9550 x P低速轴 / n低速轴 =9550 X 5.0192 /63.62=753 N*mT低速轴（输出）= T低速轴（输入）X 齿轮 =753 X 0.97 = 730.4 N*m4. 运动和动力参数计算结果整理如下：轴名功率P W转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电机轴509750.7960高速轴52805174.4157.6153320低速轴5019.24918.8753730.463.62五、传动零件的设计计算.皮带轮传动的设计计算：1. 确定V带的带型：V带传动和槽摩擦轮传动相似，都是利用楔形增压原理使在

8、同样大的张紧力（摩擦轮传动为压紧力）下产生较大的摩擦力，在一定程度上能补偿由于包角和张紧力的减小所产生的不利影响。一般来说，V带传动适用于短中心距和较大的传动比；在垂直或倾斜的传动中都能工作得很好；V带传动的缺点是带的使用寿命较平带短，带轮价格较贵，传动效率较平带传动要低一些。由工作条件“带式运输机两班制连续工作，载荷变化不大，空载起动”得知，设计目标要求V带传动的一天工作时数为16h，载荷变动很小;根据下表，可得设计要求的V带传动工作情况系数KA=1.3故V带传动的计算功率PC=KA x P电机=1.3 x 5500=7150w小带轮转速: n小带轮= n电机=960r/min根据PC=6.

9、6kw n小带轮=960r/min ， 在普通V带型号表图中可选出合适的V带型号为A型V带。2. 最小带轮直径的确定：带轮越小，所受的弯曲应力越大。弯曲应力是引起带疲劳损坏的重要原因。V带的最小基准直径Dmin选择由下表所示：表1  V带轮的最小基准直径Dmin(mm) 槽   型 Z A B C SPZ SPA SPB SPC Dmin 50 75 125 200 63 90 140 224选小带轮直径D1=100mm > Dmin=75mm则大带轮直径D2=i带X D1 X =3X100X 0.98=294mm (为滑动率)V带的速度V带=X

10、D1 X n电机 /60X1000=X100X960/60X1000=5 m/s因为V带的速度范围应在525 m/s的范围内，所以选取的V带轮直径适合。3. 确定中心距和带基准长度：带传动的中心距不宜过大，否则将由于载荷引起带的颤动。中心距也不宜过小，因为中心距愈小，则带的长度愈短，在一定速度下，单位时间内带的应力变化次数愈多，会加速带的疲劳损坏；当传动比较大时，短的中心距将导致包角过小。对于V带传动，中心距的选值范围一般为：2（D1+ D2）a0.7(D1+ D2)根据 D1=100mm D2=294mm 788mma275.8mm假定中心距ao为500mm由此算出的带长Lo2ao+0.5(

11、D1+ D2)+0.25(D2- D1)2/ao=1637.7对于V带长度，带长L应为基准长度Ld ，根据上表查的，V带的带长L应选择Ld=1600mm由上图可知，根据已确定的带长L，计算出对于的中心距a=ao+( Ld-Lo)/2=481.15mm4. 确定包角由包角公式=180°-60°x（D2- D1）/a = 155.8°>120°包角取值为155.8°5. V带根数单根V带所能传递的功率以Po表示。由已知V带型号为A型，小带轮转速n小带轮 = 960 r/min ，小带轮直径D1=100mm,查询下表可得，Po=0.95kw,P

12、o=0.11kw，K=0.94,Kl=0.99.V带根数Z=Pc/（Po+Po）KKl =7.15/（0.95+0.11）×0.94×0.99=7.2475取整得V带的根数Z=86. 张紧力Fo：张紧力的大小是保证传动正常工作的重要因素。张紧力过小，摩擦力小，容易发生打滑；张紧力过大，则带寿命低，轴和轴承受力大。对于V带传动，既能保证传动功率又不出现打滑时的单根传动带最合适的张紧力Fo可由下式计算： Fo=500(2.5-K)Pc/zK+q2=500×(2.5-0.94)×7.15/(0.94×8×5)+0.1×5

13、2=151 N7. 作用在轴上的载荷：为了设计带轮的轴和轴承，需先知道带传动作用在轴上的载荷FQ，可近似地由下式确定：FQ=2ZFoSin(0.5)=2x7x151xsin77.9°=2067 N.齿轮设计计算1. 选定齿轮类型、精度等级、材料：由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）。材料选择：选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS, Hlim 1=610 MPa，FE1=200 MPa。大齿轮材料为45钢(正火处理)，硬度为215 HBS，Hlim 2=400MPa，FE2=200 MPa两者材料硬度差为4

14、5HBS由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188 MPa1/2。2. 按齿面接触强度设计：由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.2. 由机械设计基础表11-6取齿宽系数d=0.9,ZE=188 MPa1/2,ZH=2.5,u=i齿轮=5.03转矩 T1=95.5×105P高速轴/n高速轴 =9550×5280/320=157575 N·mm接触疲劳极限： Hlim 1=610 MPa Hlim 2=400MPa由机械设计基础表11-5，取SH=1.0, SF=1许用接触应力： H1=Hlim 1/SH=610/1.0 MPa=610 MPa H2=H

15、lim 2/SH=400×1.05/1.0 MPa=420 MPa 根据工作条件：使用期限为10年，两班制工作；可计算工作寿命th=10x300x16=48000h应力循环次数N1=60 n高速轴th=60×1×320×48000=9.216x108次 N2= N1/i齿轮=9.216x108/5.03=1.832 x108由下列公式估算小齿轮分度圆直径，将H1, H2min带入H：dit 2(u+1)ZH2KtT1ZE2/u H2d1/3=2x6.03x2.52x1.2x157575x1882/5.03x4202x0.9 1/3=85.76mm取小轮的

16、齿数Z1=29,则Z2= Z1x i齿轮=29x5.03=145.87,取整得Z2=146故实际传动比为i齿轮= Z2/ Z1=5.03齿宽： b=d·d1t=0.9×85.76=77.2mm 取b1=85mm b2=80mm模数： m= dit/ Z1=85.76/29=2.96 根据下图，模数m取m=3齿高： h=2.25m=2.25x3=6.75 mm 则齿宽与齿高之比b/h=85/6.75=12.6小齿轮： d1=mZ1=3x29=87mm b1=85mm 大齿轮： d2=mZ2=3x146=438m b2=80mm中心距： a= （d1+d2）/2=262.5mm

17、3. 按齿根弯曲强度设计： 由上图可得：齿形系数：YFa1=2.76 YFa2 =2.2 应力修正系数：YSa1=1.58 YSa2=1.83许用弯曲应力: F1=FE1/SF=200/1.0 MPa=200MPaF2=FE2/SF =200/1.0 MPa=200 MPa在机械设计 第四版书上查询可得载荷系数： K=KAKVKFKF=1.5x1.2x1.32x1.38=3.28重合系数：Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.75=0.68由机械设计基础表11-5，取SH=1.0, SF=1F1=2k×T1×YFa1×YSa1 ×Y/bz1m

18、=182Mpa<F1 F2=F1×YSa2. YFa2 / YSa1. YFa1=168Mpa<F24. 齿轮的速度：V1=d1n1/60×1000=1.46m/s六轴的设计计算1.选择轴的材料，确定许用应力：选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知： b=650Mpa,s=360Mpa,其中 b+1 =210Mpa 0bb=100Mpa -1bb=60Mpa按扭转强度估算轴的最小直径：（1）低速轴：单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输入端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dC ；查机械设计基础表14-2可得

19、，45钢取C=118 则d118×(P2/n2)1/3mm=51.7mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，故d=51.7×(1+5%)=53.3.取d=54mm（2）高速轴： d118×(P1/n1)1/3mm=10.8mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，故d=10.8×(1+5%)=11.34.取d=30mm2.轴的结构设计：轴的零件定位，固定和装配：  单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，周向定位采用键和过渡配

20、合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入. 深沟球轴承型号表（1） 低速轴：将估算轴d=54mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=60mm，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=65mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=70mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=6

21、5mm. 选择轴承型号：由由上图初选深沟球轴承,代号为61813(dxDxB=65x85x10),可得:轴承宽度B=10,安装尺寸D=65mm,故轴环直径d5=74mm.（2） 高速轴：将估算轴d=30mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=44mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴

22、承相同,取d6=40mm. 选择轴承型号：由由上图初选深沟球轴承,代号为61808(dxDxB=20x82x7),可得:轴承宽度B=7mm,安装尺寸D=40mm,故轴环直径d5=48mm.确定轴的各段直径和长度：(1)低速轴： 段：d1=54mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离长度取L1=65mmII段:d2=60mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度10mm，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=65mm 。III段直径d3=65mm初选用61813深沟球轴承，其内径为65mm,宽度为10mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和

23、箱体内壁应有一定距离2mm，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=2+10+20=32mm段直径d4=70mm由于齿轮的宽度b2=80mm，此段轴的长度要比齿轮宽小2，可知此段的长度为 L=78mm段直径d5=74mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=20mm段直径d6=65mm最后一段为L6=10mm+12mm=22mm,其中轴承定位轴肩d=69mm，L=10mm；由于初选的轴承为61813深沟球轴承，其内径为65mm,宽度为10mm，故轴d=65mm，长度为L=12mm, 故最后一段为L6=10mm+12mm=22mm由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=65+65+32+78+20+2

24、2=282mm(2)高速轴：  段：d1=30mm 考虑箱体外壁应有一定矩离长度取L1=65mmII段:d2=35mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=65mm 。 III段直径d3=40mm初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选61808,查手册d×D×B=40×52×7。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=20+7+2=29mm段

25、直径d4=44mm由于齿轮的宽度b1=85mm，此段轴的是齿轮轴分度圆直径为D1=87mm，可知此段的长度为 L=85-2=83mm段直径d5=48mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L=20mm段直径d6=40mm最后一段为L6=10mm+10mm=20mm,其中轴承定位轴肩d=44mm，L=10mm；由于初选的轴承为61808深沟球轴承，其内径为40mm,宽度为7mm，故轴d=40mm，长度为L=10mm, 故最后一段为L6=10mm+10mm=20mm由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=65+65+29+83+20+20=282mm3、按弯矩复合强度计算(1)低速轴：已知转矩T2=75

26、3 N·m根据（6-34）式得圆周力Ft=2T2/d2=2×1000×753/438=3438N求径向力Fr根据（6-35）式得Fr=Ft·tan=3438×tan200=1251 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=141mm轴受力简图垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1251/2=625.5 NFAZ=FBZ=Ft/2=3438/2=1719 N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyLA=625.5×141/1000=88.2 N·m水平面弯矩图 截面C在水平面

27、上弯矩为： MC2=FAZL/2=1719×141=242.38 N·m绘制合弯矩图    MC=(MC12+MC22)1/2=(88.22+242.382)1/2=258N·m绘制扭矩图转矩：T=753N·m绘制当量弯矩图    转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处    的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=2582+(0.6×753)21/2=259N.m校核危险截面C的强度 

28、;      e=Mec/0.1d33=259/(0.1×0.0653)=9.4 MPa -1b=60MPa          所以该轴强度足够。(2)高速轴：已知转矩T1=157.6N·m根据（6-34）式得圆周力   Ft=2 TIII/d2=2×1000×157.6/87=3623N求径向力Fr   根据（6-35）式得Fr=Ft·tan=3623&#

29、215;tan200=1319 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=141mm绘制轴受力简图绘制垂直面弯矩图    轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1319/2=659.5 N    FAZ=FBZ=Ft/2=3623/2=1811.5N    由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为    MC1=FAyLA=659.5×141/1000=93N·m绘制水平面弯矩图截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1811.5

30、5;141/1000=255.4 N·m绘制合弯矩图   MC=(MC12+MC22)1/2=(932+255.42)1/2=272N·m绘制扭矩图 转矩：T=157.6 N·m绘制当量弯矩图转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，查机械设计基础P235 取=0.6，截面C处的当量弯矩:Mec=MC2+(T)21/2=2722+(0.6×157.6)21/2=288N.m校核危险截面C的强度 e=Mec/0.1d33=288/(0.1×0.043)=11.25MPa -1b=60MPa   该轴强度

31、足够。七、滚动轴承的选择及校核计算(一)高速轴上的轴承：根据工作条件，轴承寿命至少需要：Lxh=10×300×16=48000h 由初选的轴承的型号为: 61808,查设计手册表6-1可知:d=40mm,宽度B=7mm,基本额定动载荷C=5.1N, 基本静载荷CO=4.4KN 1.已知n1=320(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1811.5N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1811.5=1141N2.FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr&l

32、t;e.由此得其系数为 x=1， y=0。3.计算当量载荷P根据课本P279表16-9 取fp =1.5根据课本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×1811.5)= 2717N4.轴承寿命计算深沟球轴承=3根据手册得61808型的Cr=5.1KN由课本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=106 (1×5100/1.5×2717) ×3/60×320=60256h>48000h 预期寿命足够(二)高速轴上的轴承：根据工作条件，轴承预计寿命Lxh=10×300&

33、#215;16=48000h 由初选的轴承的型号为: 61813,查设计手册表6-1可知:d=65mm,宽度B=10mm,基本额定动载荷C=11.9KN, 基本静载荷CO=11.5KN。 1.已知n2=63.62(r/min)两轴承径向反力：FR=Faz=1719N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×1719=1083N2.FS1+Fa=FS2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr<e.由此得其系数为 x=1， y=0。3.计算当量载荷P根据课本P279表16-9 取fp =1.5根据课本P279（14-7）式得P=fp(xFr+yFa)=1.5×(1×1719)=2578.5N4.轴承寿命计算深沟球轴承=3根据手册得61813型的Cr=11.9KN由课本表16-8得，ft=1故 LH=106(ftCr/fpP)/60n=10