单级圆柱齿轮减速器.doc

工业大学 机械设计课程设计课题：单级圆柱齿轮减速器（a-3）院系：机械工程学院指导老师： 班级：过程装备与控制工程06-1姓名： 学号： 目录1.电动机的选择和各级传动比的分配-22.V带的传动设计-63.齿轮的传动设计-94.轴的设计与校核-155.轴的设计与校核-246,总结与心得-357.参考文献-36单级圆柱齿轮减速器1.电动机的选择和各级传动比的分配带式运输机传动装置原始数据：带的圆周力F=2300N 带速V=1.7m/s 滚筒直径D=280mm a-3型号工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 + 5%传动方案见图1A.电动机的选择（1） 选择电动机的类型按工作要求选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V（2） 选择电动机的容量Pd=Pw/a Pw=F*V/1000w Pw=T*n/9550w其中，Pd为电动机的实际输出功率 F为工作机阻力Pw为工作机所需输入功率 V为工作机线速度a为传动装置的总功率 n为工作机的转速T为工作机阻力矩 w为工作机的功率根据带式运输机工作机的类型，可取工作机功率w=0.96传动装置的总效率aa=带*齿轮*轴承1*轴承2*轴承3*联轴器*卷筒=0.842取带=0.96 齿轮=0.98 轴承1=轴承2=轴承3=0.98 联轴器=0.99 卷筒=0.96 图1：传动方案所需电动机功率Pd=F*V/(1000w*a)=4.837kw因载荷平稳，电动机额定功率Pcd略大于Pd即可。查表（19-1）所示Y型系列三相异步电动机参数，选用电动机的额定功率Pcd=5.5kw确定电动机转速nwnw=60*1000*V/d=60*1000*1.7/280=116r/min.单级圆柱齿轮减速器V带传动的传动比i1=24,一般传动比范围为直齿i2=35,则总传动比合理范围ia=620.nw=nd/ia nd=ia*nw=4*116=464r/min由此，选定同步转速为750r/min.根据电动机的额定功率Pcd=5.5kw和同步转速为750r/min查表（19-1）所示Y型系列三相异步电动机参数,确定电动机的型号是Y1132S-4，同步转速750r/min,其主要性能列于下表型号额定功率满载转速Nm启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160M2-85.5kw715r/min2.02.0图2：技术参数B.确定传动装置中各轴的运动和动力参数（1）计算总的传动比ii=nm/nw=715/116=6.17（2）分配各级的传动比为使V带传动外廓尺寸不致过大，保证各级传动件协调合理。取V带的传动比i01=(1.31.5)i=2.8则i12=i/i01=2.21（3）计算传动装置各轴的运动和动力参数A).各轴的转速电机轴 nm=715r/min 1轴 n1=nm/i01=255.4r/m2轴 n2=n1/i12=115.6r/min3轴（卷筒轴） n3=n2=115.6r/minB).各轴的输入功率电动机轴实际输出功率 Pd=4.837kw1轴 P1=Pd*01=Pd*带=4.65kw2轴 P2=P1*12=P1*齿轮*轴承=4.46kw3轴（卷筒轴）P3=P2*23=P2*轴承*联轴器=4.33kwC).各轴的输入转矩电动机轴 Td=9550*Pd/Nm=64606N*m1轴 T1=Td*i01*01=Td*i01*带=173660N*mm2轴 T2=T1*i12*12=T1*i12*齿轮*轴承=368590N*mm3轴（卷筒轴）T3=T2*i23*23=T2*i23*轴承*联轴器因2轴和3轴是由联轴器联接，故i23=1.T3=357606N*mm将各轴的运动和动力参数计算结果整理于下表中轴名功率（P）kw转矩（T）N*mm转速（V）r/min传动比i效率P电机轴4.837646067152.80.961轴4.65173660255.42.210.962轴4.46368590115.610.973轴4.33357606115.6图3：电动机的选择和各级传动比的分配 2.V带的传动设计（1）确定计算功率Pca由表8-7工作情况系数KA 查得KA=1.3Pca=KA*Pd=1.3*4.837=6.288kw（2）选择V带的带型根据Pca=6.288kw nm=715r/min 由图18.1普通带型图 选用A型（3）确定带轮的基准直径Dd并验算带速VA).初选小带轮的基准直径Dd1, 由表8-6V带轮的最小基准直径和表8-8普通V带轮的基准直径系列 Dd1=100mmB).验算带速V，按式8-13文献1验算带的速度V=*Dd1*nm/(60*1000)=3.742m/s因为带速5m/sV30m/s，故带速合适C).计算大带轮的基准直径，根据式（8-15a），求大带轮的直径Dd2Dd2=i01*Dd1=2.8*100=280mm根据表8-8普通V带轮的基准直径系列，得Dd2=280mmD).确定V带的中心距a0和基准Ld 根据式8-20 0.7（Dd1+Dd2）=a090F).计算带的根数Z1.计算单根V带的额定功率Pr根据Dd1=100mm nm=715r/min 查表8-4a单根普通V带的基本额定功率 得P0=0.753kw根据nm=715r/min i01=2.8 A型带查表8-4b 单根普通V带额定功率的增量P0 得P0=0.09kw查表8-5 包角修正系数 得Ka=0.966查表8-2 V带的基准长度系列及长度系数Kl 得Kl=0.99于是,Pr=(P0+P0)* Ka*Kl=(0.753+0.09)*0.966*0.99=0.866kw2.计算V带的根数ZZ=Pca/Pr=7.8因此选用8根V带G).计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min由表8-3 V带单位长度的质量，得A型带的q=0.10kg/m故， （F0）min=500*(2.5- Ka)Pca/( Ka*Z*V)+QV2得（F0）min=168N应使V带的初拉力大于其最小值，即F0（F0）minH).计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min(Fp)min=2*Z*(F0)min*Sin(1/2)=2643N3.齿轮的传动设计输入功率P1=4.65kw,小齿轮的转速n1=255.4r/min，齿数比u=i12=2.21,工作寿命10年（设每年工作300天），三班制。（1）选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数。a).按图1:传动方案所示，选用直齿圆柱轮传动；b).运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)c).材料的选择由表10-1常用齿轮材料及其力学特性，选用小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS；e).选小齿轮的齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=u*Z1=2.21*24=53.04故取Z2=53（2）按齿面接触强度设计由设计计计算公式（10-9a）进行试算d1=2.32 *3(KT1/d)*(u+1)/u*(ZE/H)21.确定公式（10-9a）中各计算数值a).试选载荷系数Kt=1.3b).小齿轮传递的转矩 T1=173874N*mm c).由表10-7圆柱齿轮的齿宽系数d，选取d =1d).由表10-6弹性影响系数ZE ，选取ZE=189.9Mpa1/2 e).由图10-21齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600Mpa,大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2=550Mpaf).由式N=60n1 *j *Lh计算应力循环次数N1=60*n1*j*Lh=60*255.4*1*(3*8*300*10)=1.103*109N2= N1/i12=0.499*109g).由图10-19接触疲劳寿命系数KHN（当NNc时，可根据经验在网纹区内取KHN值） 取KHN1=0.96 KHN2 =0.97h).计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，由式（10-22）得H1=KHN1* Hlim1/S=0.96*600=576MpaH2= KHN2* Hlim2/S=0.97*550=533.5Mpa2.计算a).试算小齿轮分度圆直径d1t,代入 H中较小值d1t=2.32 *3(KT1/d)*(u+1)/u*(ZE/H)2=2.32*31.3*173874/1 * 3.21/2.21 * （189.8/533.5）2=80.357mmb).计算圆周速度VV=D1t n1/(60*1000)=1.07m/sc).计算齿宽bb=d * d1t =80.357mmd).计算齿宽与齿高之比b/h模数mt= d1t /Z1=80.357/24=3.348齿高h=2.25*mt=2.25*3.348=7.533mmb/h=80.357/7.533=10.67e).计算载荷系数根据V=1.07m/s,7级精度，由图10-8动载系数Kv值，取Kv=1.01直齿轮KHa=kFa=1由表10-2使用系数KA，取KA=1由表10-4接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数KH，用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，取KH=1.318由b/h=10.67, KH=1.318,查图10-13弯曲强度计算的齿向载荷的分布系数KF，取KF=1.28故载荷系数K=KA *Kv*KHa*KH=1.331f).按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1= d1t *3（K/Kt）=80.357*3(1.331/1.3)=80mmg).计算模数mm= d1/Z1=80/24=3.33（3）按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度设计公式如下m=32K*T1/（d* Z12）* (YFa*YSa/F)(A).确定公式内的各计算数值a).由图10-20C调质处理钢的 FE，查得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=500MPa , 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa .b).由图10-18弯曲疲劳寿命系数KFN（当NNC时，根据经验在网纹区内取KFN值） 取KFN1=0.90 KFN2=0.92 c).计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式10-12得F1= KFN1* FE1/S=0.90*500/1.4=321.43MPaF2= KFN2 * FE2/S=0.92*380/1.4=249.71MPa d).计算载荷系数KK= KA *Kv * kFa *KF=1*1.03*1*1.29=1.293e).查取齿形系数由表10-5齿形系数YFa 及应力校正系数YSa 得YFa1=2.65 YFa2=2.308YSa1=1.58 YSa2=1.709f).计算大，小齿轮的YFa*YSa/ F并加以比较YFa1*YSa1/ F1=2.65*1.58 /321.43=0.01302YFa2*YSa2/ F2=2.308 *1.709 /249.71=0.01579大齿轮的数值大(B).设计计算m=32K*T1/（d* Z12）* (YFa2*YSa2/F2)=32*1.293*173874/（1*242）*0.01579=2.31mm对比计算结果，由齿面疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.31，并就近圆整为标准值m=2.5mm，接触强度算得的分度圆直径d1=80mm小齿轮齿数Z1= d1/m=80/2.5=32大齿轮齿数Z2= u*Z1=2.21*32=70.771这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸的计算a).计算分度圆直径d1= Z1*m=32*2.5=80mmd2= Z2*m=71*2.5=178mmb).计算中心距a=( d1+ d2)/2=129mmc).计算齿轮宽度b=d* d1=1*80=80mm圆整后取B2=80mm , B1=85mmha=ha*m hf=(ha*+c*)m da1= d1+2 ha da2= d2+2 hadf1= d1-2 hf df2= d2-2 hf其中ha*=1，c*=0.25得ha =2.34mm, hf =2.925mm, da1=94.68mm, da2=214.68mm, df1=87.075mm, df2=207.075mm将大、小齿轮的运动和动力参数计算结果整理于下表中名称单位小齿轮大齿轮模数mmm2.52.5压力角2020分度圆直径dmm80178齿顶高hamm2.52.5齿根高hfmm3.13.1齿宽bmm8580齿顶圆直径damm8580齿根圆直径dfmm85183中心距amm129齿数比/2.21图4：大、小齿轮的运动和动力参数4. 轴的设计与校核1，轴上的功率P1=4.65kw，转速n1=255.4r/min，转矩T1=173660N*mm2,求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为d1=90mm，得，圆周力Ft=2 T1/ d1=2*173660/80=4341.5N 径向力Fr=Ft*tan20=4341.5*0.364=1580N法向载荷Fn=Ft/cos20=4341.5/0.939=4620N3,初步确定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3轴常用几种材料的T及A0值，取A0=105，按式（15-2）估算轴的最小直径dmin=A0*3(P1/ n1)=29.50mm该轴的最小直径是安装带轮处轴的直径D1-2，由带轮基准直径Dd2=280mm0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d5-6=55mm,轴环宽度b=1.4h,取L5-6=10mm.4.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离L=15mm，故取L2-3=35mm5.取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,s=8mm，已知滚动轴承宽度B=23mm，则L3-4=B+s+a+(85-81)=47mmL6-7=a+s- L5-6=10mm至此，已初步确定了各轴的各段直径和长度。(3),轴上零件的周向定位带轮、齿轮与轴的周向定位，均用平键连接按D4-5由表6-1查得平键截面b*h=14mm*9mm,键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为了保证齿轮与轴配合好的对中性选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，带轮与轴的连接选用平键为8mm*7mm*40mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此外选轴的直径尺寸公差为j6(4),确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值，取轴左端倒角为1*45，右端倒角为1.2*45各轴肩处的圆角半径见图55，求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图5）做出轴的计算简图。先确定轴承的支点位置，再做出轴的弯矩图和扭矩图。图6：轴的弯矩图和扭矩图其中，L1=71.57mm, L2=74mm, L3=74mm, Fpmin=2643N水平面支反力：FNH1=Ft*L3+Fpmin(L1+L2+L3)/( L2+L3)=6090.6NFNH2= Ft+ Fpmin- FNH1=4341.5+2643-6096.6=893.9N水平弯矩MH1= Fpmin* L1=2643*71.5=188974.5N*mmMH2=FNH2*L3=893.9*74=66148.6N*mmMB= MH1=188974.5N*mm垂直面支反力：FNV1= Fr* L3/( L2+ L3)=1580/2=790NFNV2= Fr- FNV1=1580-790=790N垂直弯矩MV=FNV1*L3=790*74=58460N*mm总弯矩MC=（MH22+MV2）1/2=88279N*mm扭矩T1=173660N*mm6，按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩的扭矩的截面（即危险截面B）的强度，根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6.轴的计算应力:ca=MB2+(*T1)21/2/ W 抗弯截面系数:W=0.1*d3=0.1*403=6400mm3得ca =33.7MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查得-1=60 MPa，caS=1.5（3）截面右侧抗弯截面系数n按表15-4中的公式计算W=0.1d3=0.1*403=6400mm3抗扭截面系数WT =0.2d3=0.2*403=12800 mm3弯矩M及弯曲应力为M=158580N*mm b =M/W=158580/6400=24.78MPa扭矩T及扭转切应力为T=173660N*mm T=T/ WT =173660/12800=13.57 MPa过盈配合的k/，由附表3-8用插值法求出，并取KT /T=0.8k/，于是得：k/=3.0 KT /T=2.4轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=T=0.92故得综系数为：K= k/+1/-1=3.08 KT= kT/T+1/ T-1 =2.48所以轴在截面3右侧的安全系数如下，S=-1/（k*b+*m）=3.6ST=-1 / ( kT*T+T*m ) =9.06Sca= S* ST /（S2+ ST 2）1/2=3.35S=1.5故该轴在截面上右侧的强度也是足够的，因无在的瞬时过截及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。至此轴的设计计算即告结束。（4）轴承的校核寿命轴承只受径向力：Fr1= (FNH12+ FNV12)1/2=6141N Fr2= (FNH22+ FNV22)1/2=1192N取径向力较大值进行校核。轴承的当量动载荷为P= fa * Fr，fa取1.0,即P= fa * Fr=6141N查表13-2文献得 设计计算寿命Lh=50000h对于深沟球轴承=3 故，=106/60n *(C/P)3=106/60*255.4 *(40800/6141)3=79137hCr=40.8KN 所以轴承6308合格适用（5）键的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2键连接的许用挤压应力、许用应力，查得许用挤压应力p=100120MPa，取其中间值p=110MPa1,齿轮与轴配合处的键b*h*L=14mm*9mm*70mm键的工作长度l=L-b=70-14=56mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm由式（6-1）可得，p=2T*103/k*l*d=30. 6 MPa0.07d，故取h=5mm，则轴环处的直径d5-6=65mm,轴环宽度b=1.4h,取L5-6=10mm.4.轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖的外端面与带轮右端面的距离L=25mm，故取L2-3=45mm5.取齿轮距箱体内壁的距离a=12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,s=8mm，已知滚动轴承宽度B=27mm，则L3-4=B+s+a+(85-76)=53mmL6-7=a+s- L5-6=13mm至此，已初步确定了各轴的各段直径和长度。(3)轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按D4-5由表6-1查得平键截面b*h=16mm*10mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合好的对中性选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的连接选用平键为12mm*8mm*70mm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此外选轴的直径尺寸公差为m6.（4）确定轴上圆角和倒角尺寸，参考表15-2零件倒角C与圆角半径R的推荐值。5，求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图7）做出轴的计算简图。先确定轴承的支点位置，再做出轴的弯矩图和扭矩图。图8：轴的弯矩图和扭矩图其中，L1=140.5mm, L2=75.5mm, L3=76.5mm水平面支反力：FNH1=Ft*L3/( L2+L3)=2084NFNH2= Ft - FNH1=2057N水平弯矩MH= FNH1* L2MB= MH1=151351N*mm垂直面支反力：FNV1= Fr* L3/( L2+ L3)FNV2= Fr- FNV1垂直弯矩MV=FNV1*L2=57263N*mm总弯矩MC=（MH2+MV2）1/2=167447N*mm扭矩T2=368590N*mm6，按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩的扭矩的截面（即危险截面C）的强度，根据式（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6.轴的计算应力:ca=MB2+(*T2)21/2/ W 抗弯截面系数:W=0.1*553=0.1*553=16637.5mm3得ca =16.7MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查得-1=60 MPa，ca-1,故安全。7，精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面A、B只受扭矩作用，虽然键糟、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、B无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中也较严重。从受截的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。故截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校验。截面、截面显然不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合小，故只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左侧抗弯截面系数：W=0.1*d3=0.1*503=12500mm3抗扭截面系数：WT=0.2* d3=0.2*503=25000 mm3弯 矩 ：M=87604 N*mm截面3上的扭矩T：T=368590 N*mm截面上的弯曲应力b=M/W=87604/12500=7MPa截面上的扭转切应力T=T/ WT =368590/25000=14.74MPa 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1轴的常用材料及其主要力学性能，查得B=640 MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及T按附表3-2查取因r/d=1.6/50=0.032, D/d=55/50=1.1经插值后可查得，=2.0， T=1.31又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为k=1+q(-1)=1+0.82*(2.0-1)=1.82kT=1+qT(T-1)=1+0.85*(1.31-1)=1.26由附图3-2的尺寸系数=0.75，由附图3-2的扭转尺寸系数T=0.80轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为=T=0.92轴未经表面强化处理，即q=1,则按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为K= k/+1/-1=1.82/0.75+1/0.92-1=2.51KT= kT/T+1/T-1=1.26/0.80+1/0.92- 1=1.66又由3-1及3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1T=0.050.1，取T=0.05于是，计算安全系数Sca值，按式（15-6）（15-8）则得S=-1/（k*b+*m）=275/(1.82*7+0.1*0)=21.59 ST=-1 / ( kT*T+T*m ) =155/（1.66*1