机械设计——一级齿轮轴分解

1、设计题目：单级直齿圆柱齿轮减速器苏州大学文正学院：热能与动力工程专业设计者：学号：指导老师：二。一三年十二月十五日一、设计任务书3二、电动机的选择4三、传动比分配5四、齿轮的设计计算6五、轴的设计计算11六、轴和键的选择18七、润滑剂、润滑方式的选择19八、联轴器的选择19九、箱体的设计20总结21参考文献21、设计任务书工作简图单级直齿圆柱齿轮减速器齿轮传动设计原始数据运输带传递的有效圆周力F=4000N,运输带速度V=0.75m/s,滚筒的计算直径D=300mm,原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。二、电动机的选择工作所需的电动机输出功率为Pd=PWkwFVPw=kw1000所以cF

2、VPd=10004由电动机至工作之间的总效率(包括工作机效率)为与，戈，坨，小，刀5，刀6分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，链传动，联轴器及卷筒的效率。取n=0.95坨=0.9875%=0.975w=0.965%=0.99玷=0.96,贝U4=0.95X0.98753X0.975X0.965X0.99X0.96=0.818所以Pd=FV1000TlPd=3.667kw40000.75,=kw10000.818=3.667kw.确定电动机转速滚筒轴工作转速nw=601000vD6010000.756二300=47.77r/min按推荐的合理传动比范围,取V带传动的传动比i带=24,单级齿轮

3、传动比i齿轮=36,滚子链的传动比i链=26,则合理总传动比的范围为4=i带i齿轮i链=(24)(36)(26)=(12144),故电动机的可选范围为=i总nw=(12144)X47.77=(573.256878.98)r/min故选Y132M1-6P额=4kw电动机型号Y132M1-61000r/min电动机型号额定功率P额kw电动机转速r/min电动机重量N经支价格元传动装置的传动比同步转速转速总传动比V带传动减速器Y132M1-64100096073035083.772.829.92电动机转速为同步转速满载转速960r/min三、传动比的分配总传动比i=nmnw_96047.77=20.

4、09各级平均彳动比i平均=削总=2.72根据上述原则分配传动比：i220.09右取i带=2.2,i齿轮=3.4,则i链=2.69i带i齿轮2.2父3.4传动装置的运动和动力参数各轴转速：n1960=436.4r/min2.2n电动机960n2=128.3r/mini带i齿轮2.2M3.4n电动机n3=i带齿轮链1440=47.71r/min2.22.693.4计算公式：=9550PNmni各轴功率：Pi=嗑动机隼=3.78kwP额=4kw总传动比i=20.09i链=2.69n1=436.4r/minn2=128.3r/minn3=47.71r/min3P1=3.78kwP2=3.34kwP3=

5、3.21kwT1=82.6N-mT2=248.6N-mT3=642.5N-m结果小齿轮40Cr,调制，齿面硬度HBS1=250大齿轮45号钢正火，齿面硬度HBS2=240H1Hlim1Sh700=636.4(MPa)1.1H2Hlim2580=527.3(MPa)1.1F1二FE1590FE1=472(MPa)SF1.25J二FE2450F=FE2=360(MPa)F2Sf1.25P2=P电动机席坤山承鹤轮=3.34kw2,P3=P电动机端”轴承啮轮加=3.21kw各轴转矩：Pi3.78Ti=9550=9550X=82.6Nmni436.4P23.34T2=9550匕=9550X=248.6N

6、-mn2128.3P33.21T3=9550=9550X=642.5N-mn347.71计算及说明四、齿轮的设计计算齿轮传动设计已知P2=3.34kw,1齿=3.4,n2=128.3r/min(1)选择齿轮材料，确定许应力小齿轮用40Cr,调制处理，250HBS,；Hiim1=700MPa,；=FE1=590MPa,大齿轮用45钢，240HBS,ffHlim1=580MPa,aFE2=450MPa(课本表11-1)由表11-5,取SH=1.1,SF=1.25按齿面接触强度设计由于齿轮单传动，有轻微冲击，选用8级精度制造（表11-2）。取载荷系数K=1.4（表11-3）,齿宽系数0d=1.1（表

7、11-6）,小齿轮上的转矩P2T2=9550X_=9.55X103X04128.35.=2.47X10(N-mm)K=1.4a=1.1一一5T1=2.47X105(Nmm)2KT1u1ZeZ()2121.42.471063.41,1882.5=3MX(1.11.1580、2)mm=81.1(mm)齿数乙=30,则Z2=iZ1=3.4X30=102,故n轴实际传动比i齿102=3.4,30取Ze=188(表11-4)z1=30z2=102a=198(mm)合适误差为零，模数m=81.1=2.7mm30（按表4-1）取齿宽b=dd1=1.1x81.1=89.2mm,取b2=90mmUb1=b2+5

8、=95mmm=3mm,实际的d1=90mm,d2=Z2m=306mmdde90306中心距a=mm=198mm故合适（1）验算齿轮弯曲强度2KT1i1、RYiJ书11-5)齿轮系数YF1=2.6(图11-8)YSa1=1.62(图11-9)YFa2=2.2,YS2=1.8aaF1=2KT12YFa1YSa1bz1m一一5_一一一一21.4102.472.61.62_2903032=120(MPa)vJl=472MPaF1kF1=120(MPa)_YFa2Ysa2仃F2=OF1-YFa1Ysal2.21.8=120父=113(MPa)v匚2.61.62F(2)计算齿轮的圆周速度、，二dg3.14

9、90128.3八八V:110.6m/s601000601000对照表(11-2),选8级精度是适宜的(3)齿轮的几何尺寸的确定2=360MPa安全trirt、r、i、r，-riztt_*.*齿轮圆直径da1由机械零件设计手册得ha=1,c=0.25da1=d12ha1=z12ham=(3021)3=96mmda2=d22ha2=42ham=(10221)3=312mm齿距P=3.14m=9.42mmr-_LE士八*、齿根局hf=(ha+c)m=(1+0.25)X3=3.75mm齿顶局ha=ham=1x3=3mm齿根圆直径：df1=d12hf=48-3.75X2=82.5mmdf2=d2-2hf

10、=306-3.75X2=298.5mm(4)齿轮结构设计因I轴上小齿轮较小，所以采用齿轮轴结构，大齿轮采用采用锻造毛坯的腹板式结构，大齿轮的尺寸计算如下：轮轴厚度C1=0.3,=0.395-28.5mmC2=0.3b2=0.390=27mm因为ih之b,所以长度lh1=100mmlh2=95mm1h1ds1=66.7mms11.51 h2ds2=63.3mm1.5f=113(MPa)强度足够8级精度合适da1=96mmda2=312mmdf1=82.5mmdf2=298.5mmh=9mm轮毂直径dh1=1.6dsi=1,6x66.7=106.7mmdh2=1.6ds2=1.6x63.73=10

11、1.3mm=3m=9mm=d2所以轮毂内径为D1=da1-2h-2&=962父(3.75+3)-2父9=64.5mmD2=da2-2h-262=3122x(3.75+3)2x9=280.5mm中心距a=198mm,模数m=3,其他数据如下：dh1=106.7mmdh2=101.3mm中心距a-198mm模数m-3ka=1Pc=KaP=3.61kwV-5.02m/s齿轮种类齿数z分度圆直径db齿顶圆直径da齿根圆直径df轮毂内径D人齿轮102306mm90mm312mm298.5mm280.5mm小齿轮3090mm95mm96mm82.5mm64.5mm米用油池润滑，因齿轮的圆周速度不是太大，根

12、据设计要求，大齿轮浸油深度V其分度圆半径的1/31/6,则取大齿轮浸油深度为30mm,油底油面高度为40mm,以保证足够的油量。润滑油牌号为L-ckc（书本表11-7）；润滑油年粘度为200mm2/s（图11-22）（5）带轮轮毂长l与链轮轮毂l的计算1、带轮轮毂长l带由课本表13-8得kA=1Pc=KAP=3.61kw由课本图13-5选用A型普通V带取小带轮基准直径d1=100mm,口叼1n电机一一,市速v-5.02m/s（在530m/s范围内）60M100n1D2=-Ld1（1w）=i带d1（1Q=2.2父100M（10,02）=215,6mm（式13-9）由表13-9圆整d2-224mm

13、D2=215.6mma0=1.5(did2)=486mm带所需的基准长度(d2-d1)一人,d2=224mmL0=2a0+(d1+d2)+-488.59mm(式13-2)24aO由表13-2得Ld=1600mmld-Ina=a0+=541.7mm(式13-16)2d2-d1：1=180-2157.3=166.88a由课本表13-3得P0=0.95P0=0.11,Ka=0.97,K1=0.99PcPc-Z=-7=3.60，取Z=4P01P。k：K：P0=0.11K.=0.97K1=0.99Z=4查设计手册得带轮设计为孔板式(四孔板)取大轮轮毂孔径d=25mm,则其轮毂长I带=11.5-2)d=5

14、0mm链的传动设计1) 链轮齿数查课本表13-12得，z1=25,则z2=z1i链=682) 链轮节数初定中心距为a0=40p。可得2az1z2P(Z2-4)=126：130a0=40pPp2a2二取链节数为130。3)计算功率查表得，工况系数为Ka=1.0,故FC=KAp=3.66kwz11.08,25.1.08Kz=(19)=(19)九345采用单排链，Km=1.0,故P0=3.66=2.7kwkz1.35Ka=1.0查图13-33得，需采用12颂条，节距=19.05mm4）链轮的主要尺寸采用腹板式单排铸造链轮，查表可得，d.轮较厚度为h=K十十0.01d,可得链长l=3.3h=55.62

15、mm用12A链条五、轴的设计计算高速轴（即前述I轴）根据扭矩初算轴颈材料选用45钢，调质处理，硬度217255HBs取轴的C值为110。由表14-2得:选用45钢，调制，硬度为217255HBsP1=3.447kw,n1=436.7r/min;P2=3.34kw,n2=128.3r/min可得d1=21.97mm,d2=32.6mm为补偿键槽对轴强度的削弱，应将直径扩大5%BPd1=25mm,d2=35mm高速轴设计成齿轮轴确定轴上零件的位置和定位、固定方式。由于是单级齿轮减速器，应把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边。小齿轮直径较小，故做成齿轮轴。两端轴承分别靠轴肩、套筒实现

16、轴向定位和固定，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。确定各段轴的直径。轴段1的直径为轴的最小直径为d1=25mm；轴段2因安装以及带轮定位的需要取轴肩高h=5mm,则d2=35mm；轴段3为安装轴承，为便于安装取d3d2,且与轴承内径标准系列相符，取d3=40mm；轴段4小齿轮与轴为整体不计；轴段5,安装轴承，与3同直径，故d5=40mm确定轴的各段长度。轴段4,齿轮与轴段一体，故L4=80mm;轴段5齿轮两端面轴承端面应与箱体内壁保持一定距离，故轴环，套筒宽度均为20mm。设计L5=38mm；同理轴段3安装轴承，故L3

17、=38mm；3轴段2考虑到拆装，以及箱体结构的需要和带轮距箱体外壁有一定的距离要求，故L2=50mm；轴段1根据安装带轮的需要取Li=48mm。全轴长L总=48+50+38+80+38=254mm。两轴承之间的跨距L=80+38+38-18=138mm。对高速轴进行弯扭合成强度验算高速轴上的功率P,转数n和转矩T分别为P1=3.78kni=436.4r/min5T1=0.83父10Nmm1 .求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径d=90mm_5iL2T20.8310则圆周力Ft=1844.44Nd190径向力Fr=Fttant20=671NFr2水平的支撑反力Fih=F2H=区=922.2

18、2N22 .轴承的支反力(垂直)F1V=F2V=335.5N(a)绘制垂直面弯矩图138=335.5父二23.1Nm=Mav23 .绘制水平面的弯矩MaH=F2HL2=922.22138=63.6Nm22垂直面弯矩图（b）截面a-a在垂直面的弯矩为Ma1=Fay1A：17.5Nm水平面弯矩图（c）截面a-a在水平面的弯矩为Ma2=FazlA：48.1Nm合弯矩图（d）MajMa12Ma2251.2Nm扭矩图（e）1=49240Nmm当量弯矩图（f）危险截面a-a当量载荷为Me=W（T）2,如果认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数a=0.6,代入上式得Me=、51.22（0.649.24

19、）2=71.04Nm危险截面的强度校核0.1d71.040.1443=10.05MPaL1bL60MPaa=0.6符合强度要求。低速轴（即前述II轴）选用45钢，调制，硬度217255HBs取C=1001）根据扭矩初算轴颈材料选用45#钢，调质处理，硬度217-255HBS取轴的。值为110。P7.06d-C?110332.25mm；nv280.16d=35mm为补偿键槽对轴强度的削弱，应将直径扩大5%即，d=33.86mm故，选d=35mm2）轴的机构设计a）轴的装配、定位和固定制造安装要求基本同高速轴I。只有，此轴上大齿轮用键周向定位，而不再制成齿轮轴。故应注意套筒和齿轮的定位。b）轴的各

20、段直径和长度前面已计算链轮的有关参数，故轴上装链轮、轴承和密封元件处的直径即可取定。另外注意用于定位的轴肩和仅是为了轴上零件装拆方便或者区分加工表面的轴肩，两直径略有差别即可。各轴段的长度取决于轴上零件（传动件、轴承）的宽度以及相关零件（箱体轴承座二轴承端盖）的轴向位置和结构尺寸。另外要注意轴承润滑方式的选取对其位置的影响。根据以上分析，可得轴的各段直径和长度，以及大致外形图如下：d二35mml=70mmdi=45mm11=50mmd2=50mml2=50mmda=54mml3=45mmd4=62mml4=8.4mmd5二50mml5=29mmc）按弯矩复合强度校核.已知大齿轮分度圆直径d2=

21、226mm,轴的转矩X=24069Nmm。则圆周力Ft=2T=213Ntd径向力Fr=Fttanc（=77.526N链轮部分已知，链轮对轴的作用力Fq=2301N .轴受力分析简图（a）FrFay=Fby=38.763N2Faz=Fbz=且=106.5N2轴承两轴承关丁齿轮对称，L=21a=21b=103.4mmk=95mm .Fq在支点产生的反力FQkFbf=2114NLFaf=Fq+Fbf=4415N外力Fq作用方向与链传动的布置肩关，按照最不利的情况考虑。见步骤中计算。 .垂直面弯矩图（b）截面a-a在垂直向的弯矩为Ma1=FayL定2.004Nm2 .水平向个矩图（c）截面a-a在水平

22、间的弯矩为Ma2=Faz.L比5.506Nm2FQ=2301N .FQ力产生的弯矩图a-a截面处：MaFQ=FBF1=109.29N，m .合弯矩图（d）考虑到最不利的情况，把Ma=jMa12+Ma22+MaF（a电115.15Nm .扭矩图（e）=24096Nmm .当量弯矩图（f）危险截面a-a当量载荷为Me=，Ma2+（aT）2,如果认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数支=0.6,代入上式得Me=J115.152+（0.6M240.96）2=184.7Nm危险截面的强度校核气=M3=184.73=0.16MPa三b4b】二60MPa0.1d30.6226符合强度要求。六、轴和键的

23、选择查设计手册得轴I轴承选用深沟型轴承，型号36207轴H轴承选用深沟型轴承，型号36209根据轴径的尺寸，有课本表10-9知：高速轴与V带连接的键为：平键bXh=8X7，长度系列L=36大齿轮与轴连接的键为：键bXh=14X9，长度系列L=45轴与链齿轮的键为：键bXh=10X8，长度系列L=45五=24096NmmYB4884轴I承选用深沟型轴七、润滑剂、润滑方式的选择1、润滑选择：齿轮传动用油润滑，可选用全损耗系统用油L-AN32,滚动轴承用脂润滑，选用钙基润滑脂。密封选择：a.箱座与箱盖凸缘结合面的密封选用在结合面涂密封漆或水玻璃b.观察孔和油孔等处结合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间

24、加棉橡胶纸、垫片进行密封c.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V3m/s,故选用半粗羊毛毡加以密封d.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部八、联轴器的选择(1)、前提条件：此联轴器对应的轴径D=45mm(2)、类型选择：弹性套柱销联轴器，.一JA4570其型号：LT8联轴器JA4570GB/T4323九、箱体设计1 .箱体壁厚：箱座：0=0.025a+1=0.025M154+1=4.85mmW8mm（取8mm）；箱盖：寓=0.02a+1=0.02父154+1=4.08mmW8mm（取8mm）。2 .凸缘：箱盖凸缘厚度bi=1.5a=12mm,箱座凸缘厚度b=1.56=12mm,箱座底凸缘厚度b2=2.5占=20mm。承，型号36207轴n轴承选用深沟型轴承，型号362093 .螺钉及螺栓:地脚螺钉直径df=0.036a+1