单级圆柱齿轮减速器[1]

1、设计题目：单级圆柱齿轮减速器 计算过程及计算说明、传动方案拟定 第九组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动屮J一 v±,l,I带式输送机的传动装置简图1电动机；2 三角带传动;3-减速器；4-联轴器;1、<1)5-传动滚筒；6-皮带运输机 传动方案的分析与拟定工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年,小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。原始数据：滚筒圆周力 F=1900N带速V=2.55m/s；<2)滚筒直径D=240m；滚筒长度L=250mm3、方案拟定采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时因为带传动 具有良好的缓冲，吸振性能，适应

2、大起动转矩工况要求，结构简单，成本低， 使用二、电动机选择1、电动机类型的选择:Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择: <1)传动装置的总功率：n齿轮x n联轴器x n滚筒n总=n带乂 n 2轴承x=0.96x 0.982x 0.97X 0.99X 0.96=0.85（2>电机所需的工作功率：P 工作 =FV/1000 n 总=佃00X 2.55/1000X 0.85=5.7KW查手册得P额=7.5kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60 X 1000V/V n D）=60 X 1000 X 2.25/ n X 500=97.45r/minig=34。Y 系列按推荐

3、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 取V带传动比ip=2.53.5,则总传动比理时范围为I总=7.514。4、确定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd=i 总 X nw=<7.514）x 97.45=7311364r/min适合这一范围的有750r/min和1000r/min,因此选择电动机的型号为160M-6 , n 满=970r/min.三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i 总=“电动/n 筒=970/97.45=9.952、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积：i总=i齿轮X i带取齿轮i带=3<单级减速器i=2.53.5合理）i总=i齿

4、轮X i带 i齿轮=i总/i 带=9.95/3=3.32四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速 <r/min）n0=n 满=970 r/min m=no/i 带=970/3=323(r/min>nil =ni/i 齿轮=323/3.32=97.29(r/min>n| = nil =97.29(r/min>2、计算各轴的功率<KW )Po=p 工作 =5.7KWI 轴:Pi =Po n 带=5.7 X 0.96=5.5KWu 轴：Pii =Pi X n 轴承X n 齿轮=5.5X 0.98X 0.97 =5.2KW卷筒轴：pIII= Pii Xn 轴承 Xn 联

5、轴器=5.2 X 0.98 X 0.99=5.05 KW3、计算各轴扭矩<N mm)To=9550Po/n o=9550X 5.7/970=56.12 N mTi=9550Pi/ni=9550X 5.5/323=162.62N mTii =9550Pii /nii =9550X 5.2/97.29=510.43N mTiii =9550Piii /niii =9550X 5.05/97.29=715.22N m轴号功率P/kWN /(r.min-1>5(N m>i05.797056.122.515.5323162.6225.297.29510.434.0235.0597.29

6、495.711五、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带截型由课本P130表&12得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X 7.5=8.25KW ni=970r/min由课本P131图&12得：选用A型V带<2)确定带轮基准直径，并验算带速查资料表6-5, 6-6则取 dd1=125mm>dmin=75dd2=ni/ nii dd1=970/323X 125=375mm由课本 P115 表 8-3，取 dd2=375mm实际转动比 i= dd2/ddi =375/125=3带速 V: V= n ddim/60X 1000=n X 125

7、X 970/60X 1000=6.3m/s带速合适><3)确定带长和中心矩根据课本P132式<8-14)得0.7(ddi+dd2>< aoW 2(dd1+dd2>0.7(125+375>< aow2X (125+375>所以有：350mm< aow 1000mm预选ao=650由课本P132式<8-15)得带的基准长度：Lo=2ao+1.57(dd1+dd2>+(dd2+dd1>/4a02=2X 650+1.57(125+375>+(375+125</(4 X 650>=2181mm根据课本P1仃表

8、8.4取基准长度：Ld=2240mm根据课本P132式<8-16)得：a ao+vLd-Lo) /2=650+<2240-2181) /2=679.5mmamin=a-0.015 LdX 2240=747mmamax=a+0.015 Ld=679.5+0.03X 2240=646mm(4>验算小带轮包角一般使a 1> 120°v特殊情况下允许a 1 >90°,若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。根据课本P132式<8-17)得a 1=180 -【(dd2-dd1>/a X 57.3=180°-【<3

9、75-125) /679.5X 57.3°=158.90>1200< 满足)<5)确定带的根数查 6 -3 表得 =1.18 kW，查 6-7 表得=0.11kW查 6-2 表得=0.99,= 0.89则 Z=PC/v(P0+ P0> I I =2.71/<0.97+0.11) >0.99 冷.89=2.47 故要取3根A型V带6>计算轴上压力由课本P121表8-6查得A型普通V带的每M长质量q=0.1kg/m，由课本P132式<8-19)单根A型普通V带的初拉力：Fo=(500Pc/ZV> > <2.5/Ka-1)

10、+qV2=(500 X 2.64/3 X 4.92>X (2.5/0.98-1>+0.1 > 4.922N=141.1N则作用在轴承的压力Fq，由课本P133式<8-20)FQ=2ZFosina 1/2=2X 3X =840.4N(7>设计结果：选用 3根A-1600, GB11544-佃97 A型普通 V带中心距 a=500mm,带轮直径 dd1=100mm, dd2=236mm轴上压力Fq=840.4N2、齿轮传动的设计计算<1)选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45C调质，齿面硬度为220240HBS。大齿轮选

11、用45钢正火，齿面硬度170210HBS;根据机械零件设计手册选8级精度。齿面精糙度 Ra< 3.26.3卩m(2>按齿面接触疲劳强度设计21/3由 d1>76.43(kT1(u+1>/© du ch >由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=3.32取小齿轮齿数：Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.32 X 25=83实际传动比10=83/25=3.32传动比误差：<i-io) ) /3.32=0%<2.5% 可用齿数比：u=io=3.32(3>转矩T1Ti=9550X P/nii=9550X 5.7/510.43=106.64

12、N m(4> 载荷系数 k由课本P185表10-11取k=1.1(5>许用接触应力c hc H= c HlimZNT/SH 由课本 P181 图 10-24查得：c HlimZ1=560Mpa c HlimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NlNl1 =60njLh=60n1rth=60 x 323x 1 x (10 x 300x 16> =9.3X 108NL2=NL1/i=9.3x 108/4=2.93x 108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2 =1.15SH=1.0通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠

13、度要求选取安全系数c H1=c Hlim1ZNT1/SH=560x1.0/1.0Mpa=560Mpac H2=c Hlim2ZNT2/SH=530x 1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：2 1/3d1> 76.43(kT1(u+1>/ © du c h >=76.431x162620x(4+1>/1x 4x56021/3mm =82.28mm?模数： m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本P165表10-3取标准模数：m=4mm(6>校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P187V10-24)式2c F=(2kT1/bm2Z1>YF

14、aYsaW c f确定有关参数和系数分度圆直径： d1=mZ1=4x 25mm=100mmd2=mZ 2=4 x 100mm=400mm齿宽：b= © ddi=1 x 100mm=100mm取 b=100mm b1=105mm(7>齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数Zi=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得YFai=2.65 YSai=i.59YFa2=1.34 YSa2=1.80(8>许用弯曲应力c f根据课本 P180<10-14)式：c F= c Flim YstYnt/Sf由课本 P182 图 10-25C 查得：c

15、Flim1=210Mpa c Flim2 =190Mpa由课本 P183 图 10-26 查得：Ynt1=1 Ynt2=1实验齿轮的应力修正系数 YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度选取安全系数 SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力c F1=c Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162Mpac F2=c Flim2 YSTYNT2/SF =190x /1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式2c F1=(2kT1/bm Z 1>Y Fa1YSa1=(2x1.1x 48700/50x 22x25> x 2.65x1.59Mpa=90.3Mpa<

16、; c F1c F2=c F1YF2YS2/YF1YS1=(90.3 x1.34x1.8/2.65 1x.59>Mpa =84Mpa< c F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9>计算齿轮传动的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2>=4/2(25+100>=500mm(10>计算齿轮的圆周速度 VV= n d1n2/60x 1000=3.14x 100x 97.29/60x 1000=3.78m/s查表的选 8 级精度是合适的 六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径 由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，选用45#调质，并经调质处

17、理，硬度 2仃255HBS,抗拉强度c b=590Mpa弯曲疲劳 强度 c -i =255Mpa c -i=60Mpa根据课本 P265<14-2)式，d>c(p/n> 1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265,查表14-1，取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴的转速1/31/3d>c(p n /n n >=( 102.72118) (2.092/427> mm=1820mm考虑有键槽，将直径增大 5% ，则d=<1820)x (1+5%>mm=<18.921)选 d=20mm2、轴的结构设计<1)轴上零件的

18、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，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。联 接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过盈配合固 定。<2)确定轴各段直径和长度工段：d1=d=20mm 长度取 L1=55mmII 段:d2=d1+2hv h=2c 查表得 c=1.5mm d2=d1+2h=20+2 x 2X 1.5=26mm d2=26mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.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

19、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+20+16+55）=93mmIII 段直径 d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直径 d4=d3+2h=32+2X 3=38mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：V26+3X 2） =32mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为 32mmV段直径 d5=30mm.长度 L5=15mm 由上述轴各段长度可算得

20、轴支承跨距 L=108mm（3按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 di=mz1=50mm 求转矩：已知Ti=48700N mm 求圆周力： Ft根据课本P184V10-15）式得Ft=2T i/di=2X 48700/50=佃48N 求径向力 Fr根据课本P184V10-15）式得Fr =Ft tan a =佃48 X tan20°=709N 因为该轴两轴承对称，所以：La=L B=55mm（1绘制轴受力简图 如图 a） 2）绘制垂直面弯矩图 如图 b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面

21、C 在垂直面弯矩为Mc1=FAyL/2=354.5 X 54=19143 N - mm（3绘制水平面弯矩图 如图 c）截面 c 在水平面上弯矩为：Mc2=FazL/2=974 X 54=52596N mm(4绘制合弯矩图 如图d)2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(Mci2+Mc22 =(191432+525962 =55971N mm(5绘制扭矩图 如图e)转矩：T=9.55 X P/n2)X 106=48700N mm(6绘制当量弯矩图 如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a =1，截面C处的当量弯矩2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( a T2 =55971

22、2+(1 X 487002 =74191N mm(7校核危险截面C的强度由式(T e=Mec/0.1d33得33(T e=Mec/0.1d33=74191/0.1x 323=22.6MPav & -i=60MPa该轴强度足够。.AAL、*用TJ图巴仪s1召f 2 /I1 LU . 人图2LLPrTln酥*2）输出轴的设计计算因为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#调质，并经调质处理，硬度2仃255HBS,抗拉强度（7b=590Mpa弯曲疲劳强度（T -i=255Mpa 7 -i=60Mpa1、按扭矩初算轴径P265,查表 14-1,取根据课本 P265<1

23、4-2）式，d>c（p/n> 1/3c以材料及受载情况有关的系数，根据课本 c=102.721184/24/2d>c(p 川/n 川>=(102.72118) (2.01/106.82>1/3mm=28.531mm考虑有键槽，将直径增大 5% ，则d=<28.531)x (1+5%>mm=<3033)由设计手册取标准值 d1=30<1 )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，齿轮左 面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，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

24、过盈配合，轴呈阶状，左轴 承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。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)确定轴的各段直径和长度工段： d1=30mm L 1=55mmII 段: d 2=d1+2hv h=2c查指导书取c=1.5mmd2=di+2h=30+2X 2X 1.5= 36；d2=36mm初选6207型滚动球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱 体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为 20mm，则该段长 96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm。III 段直径 d3= d2+2h =42mmL3=L1-

25、L=55-2=53mmW段直径 d4=d3+2h=42+2X 3=48mm长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查 取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：V36+3X 2) =42mm 因此将W段设计成阶梯形，左段直径为 42mmV段直径 d5=40mm.长度 L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=108mm(3>按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d2=200mm 求转矩：已知 T2=9.55X <PH /nm)x 106=187X 103N m 求圆周力Ft:根据课本P184<10-15式

26、得Ft=2T2/d2=2x 187x 103/200=1870N 求径向力Fr根据课本P184V10-15式得Fr=Ft tan a =1870x 0.36379=680.6N 两轴承对称LA=LB=50mm(1>求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N(2>由两边对称，书籍截 C 的弯矩也对称 截面 C 在垂直面弯矩为M ci =Fay L/2=340.3 x 54=18376.2N - mm(3>截面 C 在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=935 x 54=50490N

27、 mm(4>计算合成弯矩Mc=< Mc12+M c22)1/2=<18376.22+504902) 1/2=53730N mm(5>计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a =1，截面CMec=M c2+(a T>21/2=537302+(1x187000>21/2=佃4566N mm(6>校核危险截面 c 的强度3(T e=Mec/<0.1d3) =275.06/(0.1 x 40 >=30.4+Mpa<(T -1 b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16 X 365 X

28、 10=58400 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P293表15-12和15-14选择载荷系数fp=1.2，温度系 数 f t=1。已知轴颈d2=26mm转速m=427.27 r/min ，假设轴承仅受径向载荷 R和R2,由 直齿齿轮受力分析公式 P184式10-15可得：Ft1 =2T1/d 1=2X 48700/50=1948NFr1=Ft1tan20=709N因轴承对称齿轮分布，故 R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2X354.5=425.4NP2=ft XR2=1X0.56X 354.5=198.52N2.

29、 试选轴承型号根据计算轴颈d2=26mm初选6206型，查指导书P154附10-2得该型号轴承的基本额定动载荷 C=19500N基本额定静载荷 Cor=11500N。3. 由预期寿命求所需 CPA B，即按轴承1计算C=P1/f tX<60n L h/1 0 6)1/3= 425.4 X<60X 427.27 X58400/106)1/3=5104.8N因Cv G=11500N,故选此轴承型号为 6206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P293表15-12和15-14选择载荷系数fp=1.2，温度系 数 f t=1。已知轴颈d2=40mm

30、转速m=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷 R和R,由 直齿齿轮受力分析公式 P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d 2=2 X 187X3103/200=1870NFr2=F2ta n20=680.6N因轴承对称齿轮分布，故 R1=R2=Fr2/2=340.3NP1=fP R1=1.2X 340.3=408.4NP2=ft XR2=1X0.56X 340.3=190.568N2. 试选轴承型号根据计算轴颈d2=40mm初选6207型，查指导书P154附表10-2得该型 号轴承的基本额定动载荷C=25500N,基本额定静载荷G=15200N。3. 由预期寿命求所需 CR&

31、gt;R，即按轴承1计算C=P1/ f tX<60n Lh/106)1/3=408.4 X <60X 106.82X58400/106)1/3=2943.3N因Cv COr=15200N,故选轴承型号为 6207型八、键联接的选择及校核计算因为齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取c P=100Mpa1 、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径 d1=20mm,L1=55mm查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=6mm h=6mm键长范围L=14- 70mm。键长取L=L1 <510) =50mm键的工作长度l=L b=44mm强度校核：由P276式14-7得(T p=4Ti/dhl=4 X 48700/20