单极直齿圆柱齿轮减速器方案

1、设计 学生 班级 指导 完成设计 学生 班级 指导 完成广西工业职业技术学院机械设计基础 课程设计说 明 书学生填写）题 目： 单极直齿圆柱齿轮减速器姓名：学号：教师：日期：广西工业职业技术学目录一. 传动装置的设计计算1. 设计方案 .32. 择电动机型号 .43. 计算传动装置的总传动比并分配各级传动比及运动参数 5二. V带的传动设计1. 计算功率Pc62. 选择V带型号63. 确定带轮基准直径64验算带速v65. 初定中心距a。76. 初算带长Ldo77. 确定实际中心距a78. 验算小带轮包角r79. 确定V带根数Z710. 单根V带的张紧力Fo811. 作用在轴上的压力 812.

2、设计V带轮，画大带轮零件图 8三. 直齿圆柱齿轮传动计算与设计1. 选择齿轮材料及精度等级，确定许用应力 92. 按齿面接触疲劳强度设计93. 计算主要几何尺寸 104. 校核齿根弯曲疲劳强度 115. 验算齿轮圆周速度116. 绘制大、小齿轮零件图，其中大齿轮零件图 11四. I与II轴的设计1. II轴的设计计算111-1.选择轴的材料，确定许用应力 111-2.估算轴的最小直径 111-3.计算齿轮受力 121-4.轴的结构设计121-5.轴的强度校核 141- 6.绘制轴的零件图152. I轴的设计计算.152- 1.选择轴的材料，确定许用应力 152-2.估算轴的最小直径 162-3

3、.计算齿轮受力 172-4.轴的结构设计172-5.轴的强度校核 192-6.绘制轴的零件图 20五. 轴承和联轴器的选择1. 轴承选择计算.201-1.从动轴上的轴承211-2.主动轴上的轴承232. 联轴器选择计算 .24六. 主要零件的配合及精度、传动装置的设计计算序号设计内容计算过程计算结果设计方案设计某厂不均匀物料运输机的传动装置，载荷由 轻微冲击，两班制工作。已知条件：传送机鼓轮转速 75r/mi n.减速器输出功率65/ 1|12电动汕止减速器 匚験轴胖3kw，使用年限5年。设计优点：占用空间少1.选择电动机的类型根据工作要求和条件，选用一般用途的 丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异

4、步电动机。2.选择电动机的功率电动机到鼓轮的效率为选择电动由机械零件课程设计的表2-4查选取V带传动效n 二 0.859选择电动1=0.96，滚动轴承传动效率 一对）2=0.99，毕 式齿轮传动效率3=0.97，弹性联轴器效率 4=0.99， 滚筒效率5=0.97，代入得 0.96 0.993 0.97 0.99 0.96 = 0.859P0 二 3.49kw?ed =4kW所需电动机所需功率为Pw3?0w3.49 kW0 .859因载荷有轻微冲击，电动机额定功率?ed略大于P0即可。由附表3-1查出丫洗列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为Fed =4kW o3.确定电动机转速根据已

5、知条件传送机鼓轮转速为nw=75根据附表2-3推荐的V带轮传动比合理范围 h=24,单级圆柱齿轮传动i2=36，则传动比合理 范围为i =时2 =624 ,固电动机转速的范围为ng = i，nw (6 24 卜 75 = 450 1800r / min根据电动机所需功率和同步转速，查附表3-1可知，电动机型号为Y1320M1-6的Y系列三相异步电动机， 其满载转速nw =960r/min。该电动机的数据如下表电动机型号额定功率/KW满载转速<r/min )堵转转距<r/min )最大转矩<r/min )Y132M1-649602.02. 03计算传动 装置的总 传动比并 分配

6、各级 传动比与 计算传动 装置的运 动和动力 参数错误!总传动比nm 960 仆 ci -12.8nw75错误!.分配各级传动比为使带传动的外轮廓尺寸不致过大，取其传动比h =3.2，则齿轮减速器的传动比为i 12.8i2 _-4i13.21. 0轴 < 电动机）因 R =3.49kw ， n0 =960，故R3.49T° 9550 0 9550 況34.7n°9602.1轴 < 高速轴）E =P0 01 =3.49 汉 0.96 =3.35kwn0960ni = =300r/m ini013.2T0 = 34.7N m= 3.35kwn1 = 300r / m

7、in£ =106.6N mP2 = 3.22kwn2 = 75r / minT2 = 410N * mP3 =3.16kwn3 = 75r /m inT3 = 402N *m=9550 R =9550 汇 3.35 =106.6N mn13003.2轴 低速轴)P2=*，叫2 =R “2 3 =3.35 汉 0.99汉 0.97 =3.22kw n1300”n 2 = 75i124P3 22T2 = 9550 丄=9550 汇=410N *mn2754.3轴 鼓轮轴)P3 = P2 口23 = P2，口？ *口4 = 3.22 汉 0.99 汽 0.99 = 3.16kw2 75 _

8、 .n3 =75r/mini231P33.16T3 =9550=9550 江=402N *mg75以上计算结果列表如下表：轴名功率P/ kW转矩 T/(N.m转速* / .)/ min传动比I效率口0轴 < 电动机）3.4934.79603.20.961轴 < 高速轴）3.35106.630040.962轴 <低速轴）3.224107510.983轴 <滚筒轴）3.1640275各轴的运动参数和动力参数结果如下表:二. V带轮的设计设计步骤序号设计项目设计内容计算结果1计算功率查表5-7取工况系数 K=1.3 ；Ka=1.3PcPc=Ka F°=1.3 況 4

9、=5.2 kWPc = 5.2kw2选择V带型号由 R = 5.2kw 和片=960r / min查图5-15选取A型3确定带轮基准直径dd1、dd2根据A型查表5-8，取dd1 =100mm带传动的传动比i=3.2 ,所以大带轮基准直径dd2 idd1 3.2x100 320 mm 按表 5-8 将 dd2 圆整为315dd1 =100mm dd2 = 315 mm4验算带速V兀dd1nx 100x960 匚 “ /v 一一5.02m/ s601000 601000v在5 25m/s 范围内，固符合 要求5初定中心距a。由 0.7< dd1 + dd 2 )兰 a° 兰2&l

10、t;dd1+ d d2)，得0.7(100+315 )Ea0 兰 2(100+315)290.5 兰 a0 兰 830根据范围选取a。= 500mma0 = 500mm6初算带长Ld 0Ld0 賂2a°+兀/2< dd1 + dd2 )+4a 0 、(315 -100 )2=2 汉 500+兀 /2<100 + 315) +4450=1677.2 mm查表确定带的基准长度Ld =1600 mLd =1600 m7确定实际中心距a1 a ao + 一 < Ld Ld0)2ucc 1600 -1677.2 “彳=500+=461 m2amin =a 0.015 Ld =

11、437 mamax = a + 0.03 Ld=413 ma = 461mmamin = 437 mmamax = 413mm8验算小带轮包角口 157 30«1800 ' (dd2 -dd1)= 153.3° > 1200aa 1=153.3° >1200，故符合要求9确定V带根数Z根据dd1和n1查表5-3得 R=0.95 kW 根据i =3.2和m =960r/min查表5-4得 R =0.83 kW根据 a 1=153.3° 查表 5-5 得 Ka =0.93 根据Ld=1600伽查表5-6得Kl=0.99FCPcZ >

12、 c =cR (R+A印心心=5.2R =0.95 kW R =0.83 kWK a =0.93Kl =0.99Z=6(0.95 +0.11 ><0.93x 0.99“.33取Z=610单根V带的 张紧力FoF°=500X ¥(罟_1)+ qv2v查表 5-1 得 q=0.3 kg/m)5 22 5=500X5.2( 2.5 -1 >+0.10 X 5.0226 汉 5.020.93=170.9NF0=170.9N11作用在轴上 的压力Fqa153 3Fq =2z F。sin=2X 4X 398.59 X sin -=1950.8N2 2Fq=1950.8

13、N12设计V带 轮，画大带轮零件图三、直齿圆柱轮传动设计序号设计项目计算内容计算结果1选择齿轮 材料及精 度等级， 确定许用 应力因为传递功率不大，选用软齿面组合。小 齿轮选用45钢调质，大齿轮选用45钢正火。 查表6-4得小齿轮齿面硬度为220HBS大齿 轮齿面硬度为190HBS许用接触应力h =530MPa , kh 】2=490MPa ;许用弯曲 应力 Bf 1=310MPa Af l=290MPa。h 】=530MPa &H =490MPa l=310MPa&f 】2=290MPa初步估计齿轮圆周速度V乞5m/s,由表6-5选8级精度。按齿面接触疲劳强度设计轮转矩Tip

14、63T1 =9.55 1 06=9.55 1 0m3oo4=9.55 10 N mm=9.55 104d 63.72 载荷系数K查表6-6，取K=1.4 齿数Zi和齿宽系数-选择小齿轮的齿数乙=25,则大齿轮齿数 Z2=25 4=100,取 Z2=100实际传动比i0=Z2=100=4Z125传动比的误差i =4-4=0<2.5%,故可用。i 4查表6-9，选取d=1.2 齿数比u=4 材料弹性系数ZE查表 6-7，得 ZE =189.8错误!按齿面接触疲劳强度设计取 4h =490MPa，根据式 <6-21 ）计算小轮直径d1d1 -dU1 u 13计算主要几何尺寸H 490 丿

15、1公463.72模数 m=d1 = 63.72 =2.55 mmz125m=3d1=75mmd2 =300mm查表6-1，取标准模数m=3d1 =mz1 =3汇 25=75mma=187.5 mmd2 =mz2=< 100=300mmb=90mm夕卜啮合中心距b2 =90mmc 1,、 3(25 +100) g*a=+ z2 F-187.52 2mmb1 =95mm齿轮的工作宽度b=®d. di-1.2 汉 75=90mm取 b2=90mmb1 =95mm查表6-8，得6F1=55.64 MPaYf1 =2.65, Yf2=2.18, Ys1 =1.59, Ys2 =1.80“

16、2=51.82 MPa孔=2kT1 Y Y0F12 'F1 Ys1bm z1校核齿根2 x 1.4 x 9.55 x 104-X2.65 X1.5990 汉 9 x 254弯曲疲劳=55.64 MPa v k F 强度升2=%YF2Ys2=2.18f 55.64Yf1*1=51.82 MPa v trF 满足弯曲强度要求，设计合理。v巾口3.173005验算齿轮 圆周速度v i.i8m / s60 000060"000选取8级精度合适。v = 1.18m/s绘制大、6小齿轮零 件图，其 中大齿轮零件图四、H与I轴的设计计算1.II轴的设计序号设计项目计算内容计算结果1选择轴的

17、 材料，确 定许用应力轴的材料选45钢，正火处理，查表10-1，得 抗拉强度 =600MPa，屈服强度§s=300MPa6b=600MPa5s=300MPa2估算轴的最小直径输出端与联轴器相配合的轴段轴径最小。查表10-4,取 C=11Q 则由式 <10-13），得 d 2 = C 产=110x 器；2 =38.6 mm轴端有一个键槽，直径增大3%，查表10-5取dmin =40mmd 2 =38.6 mmdmin =40mm3计算齿轮受力分度圆直径为d3 = mz2 =3汇 100=300mm转矩 T=9.55 x 106 x “ =9.55 x 106 x 3.22 n27

18、5=4.10。05 N mm=410kN *mm圆周力为32T 241010 Ft=2=2733.3 Nd3300径向力为Fr = Ft 疋 tan3=2733.3江 tan20°=1018N轴向力Fa=0da=300mmT=410kN mm Ft =2733.3 NFr=1018NFa=04轴的结构设计轴上零件的装配和定位方案的确定，绘制轴 系结构草图B1 =84 mm d1=40mm d2 =47mmda=55mm d4=58mm d5 = 67 mmL1=82mmL2=95mmL3=43mmL4=88mmL5 =8mmL6+ L7=33mmL=130mm 确定轴的各段直径从左向

19、右，第一段与联轴器配合，选择弹性柱销联轴 器，查机械零件课程设计P95附表4-29联轴器的规格为 HL3型，轴孔的孔径为40mm，孔长B1=84 mm。确定di =40 mm， d? =40+ 2hmin =47 mm ;方便零件的拆装要 求，装轴承处在d3应符合内径标准系列，查机械零件课程设计Pi06表5-4，选用角接触球轴承，代号7211C， 故d3=55mm，便于齿轮拆装和齿轮配合处 d4应大于d3， 取 d4 =58mm， d5 = 58 2 4.5 二 67mm 确定轴的各段长度与传动零件 如齿轮、联轴器等）相配合的轴段长度 应比传动零件的轮毂宽度略小2mm左右，L1 =84- 2=

20、82mm，第二段轴长考虑轴承盖螺钉至联轴器距离为1015mm，取L2=95mm，其余各段轴长与箱体的设计有 关，可由齿轮开始向两端逐步确定。齿轮端面与箱壁的距离 厶2取1015mm，本题取 15mm，轴承端面与箱体内壁的距离与轴承的润滑有关， 本题取 =5mm ； 轴承宽 21mm 。 L3 =2+ 2 + 3+21=43mm， L4 =90 2=88mm，轴环宽度 Ls=8mm，与轴承配合的轴段长 L6 + L7 =33mm 两支点间的跨距L=130mm。 轴的结构细节设计在单级减速器中，将齿轮安排在箱体的中间，轴承对称布置齿轮两边，轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套 筒实现轴向定位和固定，

21、靠平键和过盈配合实现周向固 定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向 固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平 键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。5轴的强度校核制轴的受力简图 图ar-FH11 =50.9NFr=1468.6NF V11 = FV1 =1366.65M Hb -=95459M vb = 88832.25Mb =156786M e=398395.7 d =58rm.T F1rr .错误!计算支承反力丨d1 11F水平面支承反力：ZM1=0 130Fhii-65 Fr3°°Fa=02解得Fhii =50.9N,F 门=1468.6N垂直

22、面支承反力：1 1Fvii = Fvi = Ft27333 = 1366.65卜2 2 绘制水平面弯矩图、垂直面弯矩图及 合成弯矩图 图c、e、f) 水平面弯矩、垂直面弯矩及合成弯矩水平M Hb -=65 Fh 1 =65 1468.6=95459 N mm垂直面弯矩为MVb =65FV| =65 1366.65 =88832.25N *m 合成弯矩为 Mb = JMvb2 +M Hb2 = J88832.252 十954592 】=156786N mm 绘制扭矩图 图g)绘制当量弯矩图 图h)T危险截面的当量弯矩为Me二 J(Mb_f +(gT (1二 J1567862 十(0.6 汇 41

23、0汇 103 9 =398395.7 N mm校核危险截面的直径查表 10-3，得 feb 】=55MPa，贝U f MeJ398395.7 , d > 3=计=41.7mmY0.1©_ib) 0.仆 55增大3%为d 3 43mm因结构设计的轴径为58m m,故满足强度条件。6绘制轴的零件图2. I轴的设计计算序号设计项目计算内容结算结果1选择轴的 材料，确 定许用应力轴的材料选45钢，正火处理，查表10-1，得 抗拉强度6b=600MPa，屈服强度6s=300MPa£=600MPa6s=300MPa2估算轴的最小直径输出端与联轴器相配合的轴段轴径最小。查表104,

24、 取 C=11Q 则由式 <10-13）得d=110 汉= 24.7mmV n1V 300轴端有一个键槽，直径增大3%取dmin =25mmdmin =25mm3计算齿轮受力分度圆直径为d = = mz = 25 汉 3=75 mm转矩 丁=9.55"06上=9.55汇106空5 n300=1.07 汉105 N mm=107 103 N mm3圆周力 Ft = 2T=2"07"0 =2853Nd75d =75mmT=107汇 103n mmFt =2853NFr=1039N径向力 Fr = Ft tan? =2853 tan20°=1039N 轴

25、上零件的装配和定位方案的确定，绘制轴系 结构草图轴的结构设计 确定轴的各段直径从左向右，第一段与 V带轮配合，轴孔的孔径为 25mm，孔长 Bi=84mm。确定 d!=25mm，d2 =25+2hmin =25+5=30 mm。方便零件的拆装要求，装轴承处在d3应大于d2，选择轴承型号由机械零 件课程设计%表5-4，选角接触球轴承代号7207C， 轴承宽度 B=17 mm，贝U d3=35mm,为便于齿轮和齿轮 配 合 处 d4 应 大 于 d3 ， d4=37mm,d5 =37 2 2.5 = 42mm右端轴承与左端相 同，取 d6=45mm。 确定轴的各段长度B1=84mmd1=25mmd

26、2 =30mmda =35 mmd4 =37mmd5 = 42mmd6=45mmL1 =93mmL2 =80 mmL3 =41 mmL4 =108 mmL5=8 mmL6+ L7 =31 mmL=130mm与传动零件 如V带轮）相配合的轴段长度应比传 动零件的轮毂宽度略小2mm 左右，L1 =95-2=93mm，第二段轴长考虑轴承盖螺钉至 V带轮距离为1015mm，取L2 =80 mm，考虑齿轮 端面与箱体内壁，轴承端面与箱体内壁有一定距离， 则取套筒长为 20 mm ； 轴承宽 17 mm ， L3 =2+20+19=41mm， L4 =110 2=108mm，轴环宽度 Ls=8 mm，与轴

27、承配合的轴段长 Le+L7=33mm，两支点间的跨距L=130mm轴的结构细节设计在单级减速器中，将齿轮安排在箱体的中间，轴承对 称布置齿轮两边，轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环 和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现 周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配 合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周 向固定。55轴的强度校核绘制轴的受力简图 图a)r-.IM 1=0FHii =519.5NFH1=519.5NUM 2=0Fvi =1426.5NFvii =1426.5NM Hb =41040.5MVb =112693.5Mb=

28、113538.3Me =172344d =37mm卜89*FH.叮计算支承反力图b、图d)rr1F1ihiFH.乩HI -HI +水平面支承反力：ZM1=0由 158 Fhi 79 Fr =0 得11FH11= Fr=-1039=519.5N22Fh 1= Fh 11 =519.5N垂直面支承反力：ZM2=0由 158 FV1 -79 Ft=0 得11Fv1= Ft=2853=1426.5N22FV11 = Fv1 =1426.5N绘制水平面弯矩图、垂直面弯矩图及合成弯矩 图 图 c、e、f)i-li . 一 -FiF 水平面弯矩、垂直面弯矩及合成弯矩水平 MHb=79FH1=79 519.5

29、=41040.5 N mm垂直 MVb=79Fvi=79 1426.5=112693.5 N mm合成 Mb= M Hb2 M vb2=41040.5211269352 =113538.3 N mm 绘制扭矩图 图g)I 绘制当量弯矩图 图h)Me=Mb 2：T 2 丨=.113538.32 0.6 107 103 】=172344N mm 校核危险截面的直径查表 10-3，得'- 4b =55MPa，贝UMed =3|r=24.7mmO1叽】增大 3%为 d > 24.7 mm 因结构设计的轴径为37mm,故满足强度条件。6绘制轴的零件图五、轴承和联轴器的选择1.角接触球轴承的

30、选择及校核计算序号设计项目计算内容计算结果1从动轴上的轴承根据条件，轴承预计寿命 Lh=5X 300X 16=24000h(1>由初选的角接触球轴承的型号为：7211C查机械零件课程设计P107可知:d=55mm外径D=100mn宽度B=21mm基本额定动载荷Cr=52.8 KN , 基本静载荷C。厂40.5 KN，极限转速7500r/min<2)当量动载荷P的计算查P241页表11-7得，【载荷系数】Kp=1.2查表11-8得 径向载荷系数X=1 Y=0P轴向载荷Fa=0 ,P径向载荷Fr=血应+血=&412 +2310.52 =2458.8N二 P=Kp<XFr+

31、YFa )=1.2 X <1 X 2458.8 )=2950.6N<3)寿命校验轴承寿命P240 轴承的寿命指数总=3基本额定动载荷Cr=43.2 KN,106(43200 t 叶Lh -x=183666h =17 年60X84.4 12950.6丿因为轴承寿命大于预期寿命，所以预期寿命足够。Fa=0Fa=0=2458.8NP=2950.6NLh =183666h2主动轴上的轴承(1>由初选的角接触球轴承的型号为：7207C查手册P107页表12-5可知:d=35mm外径 D=72mn宽度 B=17mm,基本额定动载荷Cr=30.5KN,基本静载荷Cor=20.0KN,极限转速8000r/min<2)当量动载荷P的计算查P241页表11-7得，【载荷系数】Kp=1.2查表11-8得 径向载荷系数X=1 Y=0P轴向载荷Fa=0，P径向载荷Fr=卄应 + Fvpf=(8412 +2310.52 =2458.8N二 P=Kp<XFr+YFa )=1.2 X <1 X 2458.8 )=2950.6N根据条件，轴承预计寿命 Lh=5X 300X 16=14000h(3>轴承寿命计算 P1=P2 故取 P