一级直齿圆柱齿轮传动系统设计

1、一级直齿圆柱齿轮传动系统设计说明 标签： 欢迎同学和同仁指正  分类： 工作感悟 2008-04-28 11:23  机械设计课程设计说明书目   录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.18八、键联接的选择及计算.22九、设计小结.23十、参考资料目录.23   计算过程及计算说明一、传动方案拟定题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1）工作条件：长期连续单向运转，使用年限8年，每天

2、工作12小时，载荷平稳，环境要求清洁。（2）原始数据：输送带拉力F=1500N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书附表2.2）总=带×2齿轮轴承×齿轮×联轴器×滚筒轴承×滚筒       =0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.850(2) 电机所需的工作功率：

3、P d =FV/1000总=1500×2.0/1000×0.850=3.53KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/×500=76.39r/min   按指导书P7表2.1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（624）×76.39=458.341833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、

4、1000 r/min、和1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表2.1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160M1-847507209.422.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-441500144018.853.775 4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案3比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体

5、润滑设计）。因此选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为Ped =4KW，满载转速n电动=1440r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.852、分配各级传动比（1）       据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2）       i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.7

6、7四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电动/ i带=1440/3.77=381.96r/minnII=nI/ i齿轮=381.96/5=76.39r/minnIII=nII =76.39r/min2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd×带=3.53×0.96=3.39KWPII=PI×齿轮轴承×齿轮=3.39×0.99×0.97=3.26KWPIII=PII×齿轮轴承×联轴器=3.26×0.99×0.99 =3.19KW3计算各轴扭矩（N·mm）T

7、d = 9550×Pd / n电动= 9550×3.53/1440 =23.41 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×3.39/381.96=84.76N·mmTII=9550×PII/nII=9550×3.26/76.39 =407.55N·mmTIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/76.39 =398.80N·mm五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V选带截型由课本P104表8-4得：kA=1.2PC=KAP=1.

8、2×4=4.8KW由课本P104图8-11得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>dmin=75   dd2=n1/n2·dd1=1440/381.96×125=471.25mm由课本P104表8-6，取dd2=450mm    实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440×125/450=400r/min转速误差为：n2-n2/n2=381.96-400/381.96 =-0.047<-0.05(允许)带速V：V=dd1

9、n1/60×1000=×125×1440/60×1000 =9.42m/s。在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩根据课本P105式（8-12）得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(125+450)a02(125+450)   所以有：402.5mma01150mm，取a0=600mm   由课本P105式（8-13）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×600+1.57(125450)+(450125)2/4×

10、600 =2147mm根据课本P100表8-2取Ld=2000mm根据课本P105式（8-14）得：aa0+Ld-L0/2=60020002147/2 =60073.5 =562mm(4)验算小带轮包角1=1800（dd2dd1）/a×57.30 =180033.10 =146.90>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P1=1.91KW   P1=0.17KW   K=0.91    KL=1.03得Z= PC/(P1+P1)KKL =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1

11、.03 =2.46 取Z=3(6)计算轴上压力由课本表8-1  查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K1）+qV2=500×4.8/3×9.42×(2.5/0.91-1)+0.1×9.422N  =157.24N则作用在轴承的压力FQ，=904.35N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数   考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度225H

12、BS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=29。则大齿轮齿数：Z2= i齿Z1=5×29=145（2）按齿面接触疲劳强度设计  由课本P147式（10-24）d1766E【kT1(u+1)/duHP2】1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=u=5  由表10-12   取d=0.9  转矩T1  T1=9550×P1/n1=9550×3.39/400 =80.94N·m  载荷系数k 由课本P144   取k=1.4  齿轮副

13、材料对传动尺寸的影响系数E  查表10-11取E=1  许用接触应力HP，由课本P150图10-33查得：Hlim1=690Mpa     Hlim2=580MpaHP1=0.9Hlim1=621Mpa   HP2=0.9Hlim2=522Mpa      取HP=522Mpa故得：d1766E【kT1(u+1)/duHP2】1/3 =766×1×1.4×80.94×(5+1)/0.9×5×52221/3m

14、m=62.93mm（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸模数：m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm根据课本P130表10-2 取标准模数：m=2.5mm分度圆直径d1=mZ1=2.5×29=72.5mm          d2=mZ2=2.5×145=362.5mm传动中心距  a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(29+145)=217.5mm齿宽        b2=b=d×d1=0.

15、9×72.5=65mm            b1=b2+（510）mm=70mm验算齿轮圆周速度  V齿=d1n1/60×1000=3.14×72.5×400/60×1000=1.52m/s由表10-7选齿轮传动精度等级7级合宜(4)校核齿根弯曲疲劳强度  由课本P148式（10-26）得  F=(2000kT1/bm2Z1)YFSFP确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本P150图10-34查得：Fl

16、im1=290Mpa  Flim2 =230MpaFP1= 1.4Flim1 =406Mpa  FP2= 1.4Flim2 =322Mpa 复合齿形系数YFS  由P149图10-32查得    YFS1=4.06    YFS2=3.95计算两轮的许用弯曲应力F1=(2000kT1/bm2Z1)YFS1 =（2000×1.4×84.28/70×2.52×29）×4.06Mpa=75.51MpaF2=F1YFS2/ YFS1 =75.51×3.9

17、5/4.06Mpa=73.47Mpa 六、轴的设计计算1）输入轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=55Mpa2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=110dA (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×(1+5%)mm=23.5mm由课本P214表13-4选d1=24mm3、轴的结构设计 &#

18、160;                            （1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮

19、轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=24mm   长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=70mmh=（23）c    查指导书附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=24+2×（23）×1.5=3033mmd2=30mm初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为13mm。（转入输入轴轴承选择计算）  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，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和

20、箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+13+55）=90mmIII段直径d3=d2+2h=30+2×（23）×1.5=3639mm 取d3=36mm L3=b1-2=70-2=68mm段直径d4= d3=d2+2h=36+2×（23）×1.5=4245mm  取d4=42mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=36mm，该段直径应取：d5=36mm。因此将段设计成阶

21、梯形，右段直径为36mm。段直径d6=30mm.  长度L6=13mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=13207020=123mm  (3)按弯矩复合进行强度计算求分度圆直径：已知d1=72.5mm求转矩：已知T1=80940N·mm求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×80940/72.5=2232.83N求径向力FrFr=Ft·tan=2232.83×tan200=812.68N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=61.5mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）  &#

22、160;                          轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1116.42N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1116.42×61.5=68659.52N·mm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=406.34N由

23、两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MVC= RVA L/2=406.34×61.5=24989.91N·mm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(68659.522+24989.912)1/2=73065.89N·mm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P1/n1）×106=80940N·mm(6)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（73065.892(0.680940) 2）1/

24、2/551/3=25.17mmd3=36mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核   齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。   截面有关系数： =0.1（属中碳钢）  =1（键槽中段处）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.88  =0.81（由表13-14查得）  K=2.906  K =2.145（由表13-10，按配合H7/r6查得）  W=d3/32

25、=4580.44mm3   WT=2W=9160.88mm3  S=1.8(由表13-9查得)  S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.906×73065.89/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=5.2SS,轴的强度满足要求。 2）输出轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#正火钢，硬度170217HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=55Mpa

26、2、估算轴的基本直径根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=105dA (P/ n)1/3=105 (3.26/80)1/3mm=36.13mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×(1+5%)mm=37.9mm由课本P214表13-4选d1=38mm3、轴的结构设计                          &

27、#160;      （1）轴上零件的定位，固定和装配  单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=38mm   长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL7型Y型凸缘联轴器L1=82mm。h=（23）c 

28、0;  查指导书附表2.5取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=38+2×（23）×1.5=4447mmd2=45mm初选用6009型深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为16mm。（转入输出轴轴承选择计算）  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。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为21mm，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，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+21+16+55）=94mmIII段直径d3=d2+2h=4

29、5+2×（23）×1.5=5154mm 取d3=53mm L3=b2-2=65-2=63mm段直径d4= d3=d2+2h=53+2×（23）×1.5=5962mm  取d4=60mm长度与右面的套筒相同，即L4=21mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=51mm，该段直径应取：d5=51mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为51mm。段直径d6=45mm.  长度L6=16mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=16216521=123mm  (3)按弯矩复

30、合进行强度计算求分度圆直径：已知d2=362.5mm求转矩：已知T2=9550×P/ n=389.16N·m=389162.5 N·mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×389162.5/362.5=2147.10N求径向力FrFr=Ft·tan=2147.10×tan200=781.48N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=61.5mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）          &

31、#160;                      轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1073.55N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2=1073.55×61.5=66023.33N·mm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=390.74N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面

32、弯矩为MVC= RVA L/2=390.74×61.5=24030.51N·mm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(66023.332+24030.512)1/2=70260.55N·mm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P/ n）×106=389162.5 N·mm(6)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（70260.552(0.6×389162.5) 2）1/2/551/3=35.

33、39mmd3=53mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核   齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。   截面有关系数： =0.1（属中碳钢）  =1（键槽中段处）  =1.523（由表13-13，用插值法求得）  =1.069（由表13-15，用插值法求得） =0.81  =0.76（由表13-14查得）  K=3.343  K =2.409（由表13-10，按配合H7/r6查得）  W=d3/32=14615.96mm

34、3   WT=2W=29231.93mm3  S=1.8(由表13-9查得)S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 3.343×70260.55/14615.96)20.75(2.4090.1) 389162.5 /29231.93 21/2=7.7SS,轴的强度满足要求。 七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命Lh=8×365×12=35040小时1、计算输入轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系

35、数ft=1。已知轴颈d2=30mm，转速n1=400 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T1/d1=2000×80.94/72.5=2232.83NFr=Fttg20=812.68N     因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=406.34NP1=fP R1=1.2×406.34=487.61NP2=ft XR2=1×0.56×406.34=227.55N2.试选轴承型号   根据计算轴颈d2=30mm，

36、初选6006型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=10200N，基本额定静载荷Cor=6880N。3.由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（60n Lh/1000000）1/3=4602.54因CCr=10200N，故选轴承型号为6006型。2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=45mm，转速n1=80 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T2/d2=

37、2000×389.16/362.5=2147.10NFr=Fttg20=781.48N    因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=390.74NP1=fP R1=1.2×390.74=468.89NP2=ft XR2=1×0.56×390.74=218.81N2.试选轴承型号   根据计算轴颈d2=45mm，初选6009型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=16200N，基本额定静载荷Cor=11800N。3.由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（6

38、0n Lh/1000000）1/3=2588.25因CCr=16200N，故选轴承型号为6009型。 八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取P=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=24mm,L1=70mm查课本P91表7-9得，选用C型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=1890mm。键长取L=L1（510）=60mm。键的工作长度l=Lb=52mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4×80940/24×7×52 =37.06Mpa<P(100Mpa)所选键为：键C8

39、15;60GB10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=36mm,L3=68mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22110mm。键长取L=L3（510）=60mm。键的工作长度l=Lb=50mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4×80940/36×8×50 =22.48Mpa<P(100Mpa)所选键为：键10×60GB10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=53mm,L3=63mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=

40、45180mm。键长取L=L3（510）=56mm。键的工作长度l=Lb=40mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4×389162.5 /53×10×40 =73.42Mpa<P(100Mpa)所选键为：键16×56GB10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=38mm,L1=82mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28140mm。键长取L=L1（510）=75mm。键的工作长度l=Lb=63mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4×389162

41、.5 /38×8×63 =81.28Mpa<P(100Mpa)所选键为：键C12×75GB1096 结  果  F=1500NV=2.0m/sD=500mm     n滚筒=76.39r/min总=0.850Pd=3.53KW           电动机型号Y112M-4Ped=4KWn电动=1440r/min    i总

42、=18.85i齿轮=5i带=3.77   nI=381.96r/minnII=76.39r/minnIII=76.39r/min  PI=3.39KWPII=3.26KWPIII=3.19KW Td=23.41NmmTI=84.76N·mmTII=407.55N·mmTIII=398.80N·mm  选用A型V带 dd1=125mmdd2=450mmi带实=450/125=3.6  V=9.42m/s需反复调整dd1值使系统误差小于±5%，另外如

43、果齿轮传动比不是整数，系统误差校验需在调整齿轮误差后进行。        Ld=2000mm a562mm 1=146.90 查表须用插值法Z=3  F0=157.24N  FQ=904.35N    i齿=5Z1=29Z2=145  u=5d=0.9n1=1440/ i带实=400 r/minT1=80.94N·mk=1.4E=1 HP=522Mpa &#

44、160; d162.93mm m=2.5mm d1= 72.5mmd2= 362.5mma=217.5mmb2=65mmb1=70mmV齿=1.52m/s       FP1= 406MpaFP2= 322Mpa F1=75.51MpaFP1F1=73.47MpaFP2弯曲应力校验符合要求    b=590Mpa-1=255Mpa-1=55Mpa  d1=24mm               d1=24mmL1=70mm d2=30mm转入轴承选择计算     L2=90mmd3=36mm（d3 d1= 72.5mm。故可以设计成分开式结构）L3=68mmd4=42mmL4=20mmd5=36mmd6=30mmL6=13mmL=123mm d1=72.5mmT1=80940N·mmFt=2232.83N&#