單級圓柱齒輪減速器[]

1、設計題目：單級圓柱齒輪減速器計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第九組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1電動機；2 三角帶傳動；3減速器；4聯(lián)軸器；5-傳動滾筒；6-皮帶運輸機1、傳動方案的分析與擬定(1) 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用年限10年,小批量生產(chǎn)，工作為二班工作制，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=1900N帶速V=2.55m/s；滾筒直徑D=240mm滾筒長度L=250mm3、方案擬定：采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具 有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用 維護方便。、電動機選擇1

2、、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：2n總=n帶Xn軸承x齒輪x聯(lián)軸器x n筒=0.96>0.982>0.97>0.99><0.96=0.85 (2)電機所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n總=1900x2.55/1000x0.85=5.7KW查手冊得 P 額 = 7.5kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒=60 X1000V/ (冗D)=60X000X2.25/nX00=97.45r/min按推薦的傳動比合理范圍， 取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 ig=34取V帶傳動比ip=2.53.5,

3、則總傳動比理時范圍為I總=7.514。4、確定電動機型號故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為Nd =i 總 Xn廬(7.514)X97.45=7311364r/min適合這一范圍的有750r/min和1000r/min,因此選擇電動機的型號為 Y系列160M-6 , n 滿=970r/min.三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=“電動/n筒=970/97.45=9.95 2、分配各級轉(zhuǎn)動比總傳動比等于各傳動比的乘積：i總=i齒輪xi帶取齒輪i帶=3 （單級減速器i=2.53.5合理）i總=i齒輪X帶'i 齒輪=i 總/i 帶=9.95/3=3.32四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計

4、算各軸轉(zhuǎn)速(r/min)no=n 滿=970 r/minni=no/i 帶=970/3=323(r/min)nii =ni/i 齒輪=323/3.32=97.29(r/min)n| = nii =97.29(r/min)2、計算各軸的功率(KW )Po=P 工作=5.7KWI 軸：Pi =Po n=5.7 X0.96=5.5KWU 軸：Pii =Pi X 軸承 X 齒輪=5.5X0.98X0.97 =5.2KW卷筒軸：pIII= Pii X 軸承 X 聯(lián)軸器=5.2X0.98 >0.99=5.05 KW3、計算各軸扭矩(N mm)To=9550P。/n °=9550X5.7/9

5、70=56.12 N mTi =9550Pi/ni =9550X5.5/323=162.62N mTii =9550Pii /nii =9550X5.2/97.29=510.43N mTiii =9550Piii /niii =9550X5.05/97.29=715.22N m軸號功率N-1、T/P/kW/(r.min )(N m)i05.797056.122.515.5323162.6225.297.29510.434.0235.0597.29495.711五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算(1) 選擇普通V帶截型由課本P130表8.12得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X

6、7.5=8.25KWni=970r/min由課本P131圖8.12得：選用A型V帶(2) 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速查資料表6- 5, 6- 6則取 dd1=125mm>dmin=75dd2=ni/ nil dd1=970/323X125=375mm 由課本 P115 表 8-3，取 dd2=375mm 實際轉(zhuǎn)動比 i= dd2/dd1 =375/125=3 帶速 V: V=冗dd1nI/60X1000= nl25X970/60X1000=6.3m/s帶速合適)(3) 確定帶長和中心矩根據(jù)課本P132式(8-14)得0.7(dd1+dd2)0O電(dd1+dd2)0.7(125+375

7、)令oM125+375)所以有：350mmao1000mm預選ao=65O由課本P132式(8-15)得帶的基準長度：Lo=2ao+1.57(ddi+dd2)+(dd2+ddi)/4ao =2X650+1.57(125+375)+(375+125)/(4 X65。) =2181mm根據(jù)課本P1仃表8.4取基準長度：Ld=224omm根據(jù)課本P132式(8-16)得：aao+ ( Ld-Lo) /2=65o+ (2240-2181) /2=679.5mmamin=a-O.O15 Ld =679.5-O.O3 >224O=747mm amax=a+O.O15 Ld =679.5+O.O3&g

8、t;224O=646mm(4) 驗算小帶輪包角可適當增大中一般使a1羽2O0 (特殊情況下允許a 1為O0,若不滿足此條件, 心距或減小兩帶輪的直徑差。根據(jù)課本P132式(8-仃)得a=180°-【(dd2-dd1 )/a】X57.3°=18O0-【(375-125) /679.51 X57.30=158.90>1200 (滿足)(5) 確定帶的根數(shù)由式zPc確定V帶根數(shù)，(R+AR )心幺查 6 -3 表得 R = 1.18 kW，查 6 -7 表得蟲R = 0.11kW查 6-2 表得 Kl = 0.99, K. = 0.89貝U Z=PC/ (P0+AP0) K

9、l K. =2.71/ (0.97+0.11) >0.99 0.89=2.47故要取3根A型V帶6)計算軸上壓力由課本P121表8-6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.1kg/m,由課本P132 式(8-19)單根A型普通V帶的初拉力：Fo=(500Pc/ZV) >(2.5/Ka-1) +qV2=(500X2.64/304.92)X(2.5/0.98-1)+0.1 X922N=141.1N則作用在軸承的壓力Fq，由課本P133式(8-20)Fq=2ZF 0sin a/2=2>3>=840.4N(7)設計結(jié)果：選用3根A-1600, GB11544-佃97 A型普通V帶

10、中心距 a=500mm,帶輪直徑 dd1=100mm, dd2=236mm軸上壓力Fq=840.4N2、齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45C調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220240HBS。大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170210HBS;根據(jù)機 械零件設計手冊選8級精度。齒面精糙度 Ra<3.26.3口(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 d1 洱6.43(kT1(u+1)/©dU叩2)1/3由式公式確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.32取小齒輪齒數(shù)： Z1=25則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZi=3.32 >25=83實際傳動

11、比 I0=83/25=3.32傳動比誤差：( i-i0)/I=()/3.32=0%<2.5% 可用齒數(shù)比： u=i0=3.32(3)轉(zhuǎn)矩 T1T1=9550>P/n11=9550>5.7/510.43=106.64N m(4)載荷系數(shù) k由課本P185表10-11取k=1.1(5)許用接觸應力閉用= MimZNT/SH 由課本 P181 圖 10-24 查得：0HlimZ1 =560Mpa OHIimZ2=530Mpa由課本P180式N=60njLh計算應力循環(huán)次數(shù) NlNL1=60njLh =60n1rth=60>323>1>(10>300>1

12、6)=9.3>10888NL2=NL1/i=9.3>108/4=2.93>108由課本P183圖10-27查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1 ZNT2=1.15SH=1.0通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)oh1= oHlim1 Znt1 /Sh =560 X1.0/1.0Mpa=560MpadH2= Mim2ZNT2/SH=530X1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：di洱6.43(kTi(u+1)/©du oh2)"32 1/3=76.431 XI62620(4+1)/1 X4>5602 mm=82.28mm?模數(shù)：

13、 m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根據(jù)課本 P165 表 10-3 取標準模數(shù)： m=4mm(6) 校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本P187 (10-24)式0F=(2kTi/bm2Zi)YFaYsa珂 of確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=4X25mm=100mmd2=mZ2=4X100mm=400mm齒寬：b= dd1=1 X100mm=100mm取 b=100mm b1=105mm(7) 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Z1=25,Z2=100由課本P187表10-13和表10-14相得YFa1=2.65Ysa1=1.59YFa2=1.34Ysa2=1.80

14、(8)許用彎曲應力 oF根據(jù)課本 P180 ( 10-14)式：of= oFlim YstYnt/Sf由課本 P182 圖 10-25C 查得：oFiim1=210Mpa o=iim2 =190Mpa由課本 P183 圖 10-26 查得：Ynt1=1 Ynt2=1試驗齒輪的應力修正系數(shù) YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度選取安全系數(shù) SF=1.3計算兩輪的許用彎曲應力ctfi= oFliml YSTYNTl/SF=210/1.3Mpa=162Mpao-f2=(o=iim2 YstYnt2/Sf =190>/1.3Mpa=146Mpa將求得的各參數(shù)代入式2 oF1=(2kT1

15、/bm2Z1)YFa1YSa1=(2X1.1 >48700/50X22=90.3Mpa< oF1oF2=o F1YF2YS2/YF1YS1=(90.3>1.34>1.8/2.65 1>.59)Mpa=84Mpa< oF2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9) 計算齒輪傳動的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm(10) 計算齒輪的圓周速度 VV= Ttd1n2/60 X1000=3.14X100 X97.29/60X1000=3.78m/s查表的選 8級精度是合適的六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑由已知條件可知此減

16、速器傳遞的功率屬中小功率， 對材料無特殊要求， 選用 45#調(diào)質(zhì)，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度 2仃255HBS,抗拉強度(Tb=590Mpa彎曲疲勞強度(T -i=255Mpa g=60Mpa根據(jù)課本 P265 (14-2)式，d丸(p/n) 1/3C以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本P265,查表14-1,取c=102.72118P高速軸的輸入功率n高速軸的轉(zhuǎn)速1/31/3d 淘(p E/n )=( 102.72118) (2.092/427) mm=1820mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5% ，則d= (1820)x(1+5%)mm= (18.921)選 d=20mm2、軸的結(jié)構(gòu)設計(1)軸上零件

17、的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央， 相對兩軸承對稱分布， 齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯(lián)接 以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過盈配合固定。( 2)確定軸各段直徑和長度工段： d1=d=20mm 長度取 L1=55mmII 段: d2=d1+2hh=2c 查表得 c=1.5mm d2=d1+2h=20+2 >2 X1.5=26mm°d2=26mm初選用6206型深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體 內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密

18、封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度， 并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定， 為此，取 該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小 2mm,故II段長：L2= (2+20+16+55)=93mmIII 段直徑 d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直徑 d4=d3+2h=32+2X3=38mm長度與右面的套筒相同，即 L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3該段直徑應?。?26+3X2) =32mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為 32mmV段直徑 d5=30mm.長度 L5=15mm由上述軸各段長度

19、可算得軸支承跨距 L=108mm(3) 按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知di=mz仁50mm 求轉(zhuǎn)矩：已知 Ti=48700Nmm 求圓周力： Ft根據(jù)課本P184 (10-15)式得Ft=2T i/di=2X48700/50=i948N 求徑向力 Fr根據(jù)課本P184 (10-15)式得Fr =Ft tan 0=佃48Xan200=709N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55mm(1)繪制軸受力簡圖(如圖 a)( 2)繪制垂直面彎矩圖(如圖 b)軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由兩邊對稱，知截面 C 的彎矩也對稱。截面 C 在垂

20、直面彎矩為M ci =FAyL/2=354.5 用4=佃143 N - mm(3) 繪制水平面彎矩圖(如圖 c)截面 C 在水平面上彎矩為：Mc2=FazL/2=974 用4=52596N mm(4) 繪制合彎矩圖(如圖 d)2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(Mc1 +Mc2 )=(佃143 +52596) =55971N mm(5) 繪制扭矩圖(如圖 e)轉(zhuǎn)矩：T=9.55X(P/n2)Xl06=48700N mm(6) 繪制當量彎矩圖(如圖 f)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取0 =1，截面 c 處的當量彎矩2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( 0T)21/2=

21、559712+(1 X48700)21/2=74191N mm(7) 校核危險截面C的強度由式 ce=Mec/0.1cfc3 得33oe=Mec/0.1d3 =74191/0.1X32=22.6MPav (n=60MPa該軸強度足夠。.AAL、*用TS1召F 2/I1 LUL . 人圖2rTln酥*n圖巴儀TIIJ 11 _J_圖f2）輸出軸的設計計算由于設計的是單級減速器的輸入軸，屬于一般軸的設計問題，選用45#調(diào)質(zhì),并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度2仃255HBS,抗拉強度（T b=590Mpa彎曲疲勞強度（T -i=255Mpa z=60Mpa1、按扭矩初算軸徑根據(jù)課本P265 (14-2)式，d丸(

22、p/n)1/3C以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本P265,查表14-1,取c=102.72118d 淘(p IH/n IH) 1/3 =( 102.72118) (2.01/106.82)1/3mm=28.531mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5% ，則d= (28.531)1+5%)mm= (3033)由設計手冊取標準值 d1=30(1)軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和

23、皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸肩、 平鍵和螺栓分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。( 2)確定軸的各段直徑和長度工段： d1=30mmL 1=55mmII 段: d 2=d1+2hh=2c查指導書取c=1.5mmd2=di+2h=30+2X 2X 1.5= 36；d2=36mm初選6207型滾動球軸承，其內(nèi)徑為35mm,寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱 體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為 20mm，則該段長 96mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為 2mm。III 段直徑 d3= d2+2h =42mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直徑 d4=d3+2h=42+2X3=48

24、mm長度與右面的套筒相同，即 L 4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3該段直徑應?。?36+3X2) =42mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為 42mmV段直徑 d5=40mm.長度 L5=15mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=108mm(3)按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知d2=200mm 求轉(zhuǎn)矩：已知 T2=9.55X(Pn/nm)Xl06=187X03N m 求圓周力Ft :根據(jù)課本P184 (10-15式得3Ft=2T2/d2=2X187X103/200=1870N 求徑向力Fr根據(jù)課本P184 (10-

25、15式得Fr=Ft tan o=1870X).36379=680.6N 兩軸承對稱.'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)由兩邊對稱，書籍截 C 的彎矩也對稱截面 C 在垂直面彎矩為Mci =FayL/2=340.3 用4=18376.2N mm(3) 截面 C 在水平面彎矩為Mc2=FazL/2=935 用4=50490N mm(4) 計算合成彎矩2 2 1/2Mc=(Mc12+M c22)1/2=(18376.22+504902)1/2=5373

26、0N mm(5) 計算當量彎矩：轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取a=1 ,截面C2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c +( aT) =53730 +(1 X187000)=194566N mm(6) 校核危險截面C的強度3oe=Mec/ (0.1d3) =275.06/(0.1 >40 )=30.4+Mpa< o-1b=60Mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16X365X10=58400 小時1、計算輸入軸承( 1) . 求軸承的當量動載荷 P1、P2由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數(shù)f p=1.

27、2，溫度系數(shù)f t=1 。已知軸頸d2=26mm轉(zhuǎn)速ni=427.27 r/min ，假設軸承僅受徑向載荷 R和R2，由直齒齒輪受力分析公式P184式10-15可得：Fti =2Ti/d 1=2 X487OC/50=佃48NFr1=Ft1tan20=709N因軸承對稱齒輪分布，故 R1=R2=Fr1/2=354.5NPi=fp Ri=1.2 X 354.5=425.4NP2=ft XR2=1X 0.56 X 354.5=198.52N2. 試選軸承型號根據(jù)計算軸頸d2=26mm初選6206型，查指導書P154附10-2得該型號軸承的基本額定動載荷 Cr=19500N基本額定靜載荷COr=115

28、00M3. 由預期壽命求所需 CR>R，即按軸承1計算C=P1/f tX (60n Lh/106)1/3= 425.4 X(60X427.27X58400/106)1/3=5104.8N因Cv Gr=11500N,故選此軸承型號為6206型2、計算輸出軸承1. 求軸承的當量動載荷 P1、P2由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數(shù)f p=1.2，溫度系數(shù)f t=1 。已知軸頸d2=40mm轉(zhuǎn)速m=106.82r/min，假設軸承僅受徑向載荷 R和F2，由直 齒齒輪受力分析公式 P184 式 10-15 可得：Ft2=2OOOT2/d 2=2X187X103/200

29、=1870NFr2=Ft2tan20=680.6N因軸承對稱齒輪分布，故 F1=F2=Fr2/2=340.3NP1=f p R1=1.2 X 340.3=408.4NP2=ft XR2=1X 0.56 X 340.3=190.568N2. 試選軸承型號根據(jù)計算軸頸d2=40mm初選6207型，查指導書P154附表10-2得該型號軸承的基本額定動載荷 G=25500N基本額定靜載荷 0=1520023. 由預期壽命求所需 CR>R，即按軸承1計算C=P1/ f t X (60n Lh/106)1/3=408.4 X (60X 106.82 X58400/106)1/3=2943.3N因Cv Gr=15200N,故選軸承型號為6207型八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由于齒輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取c p=100Mpa1 、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d1=20mm,L1=55mm查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=6mmh=6mm鍵長范圍L=14-70mm鍵長取L=L1（ 510） =50mm鍵的工作長度l=L b=44mm強度校核：由P276式14-7得c p=4Ti/dhl=4 X 48700/20 X 6X 44 =37Mpa< c p（100Mpa）所選鍵為：鍵 C6X