一级圆柱齿轮减速器的设计计算.docx

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一级圆柱齿轮减速器的设计计算

机械设计《课程设计》

课题名称一级圆柱齿轮减速器的设计计算

系别应用工程系

专业机电一体化

班级机电113

姓名XXX

学号XXXX

指导老师XXXX

完成日期2012年05月30日

第一章绪论

第二章课题题目及主要技术参数说明

2.1课题题目

2.2主要技术参数说明

2.3传动系统工作条件

2.4传动系统方案的选择

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算

3.1减速器结构

3.2电动机选择

3.3动力运动参数计算

第四章齿轮的设计计算

4.1齿轮材料和热处理的选择

4.2传动零件尺寸的设计计算

第五章轴的设计计算

5.2轴几何尺寸的设计计算

5.2.按照扭转强度初步设计轴的最小直径

5.3轴的结构设计

5.4轴的强度校核

第七章轴承、键和联轴器的选择

6.2键的选择计算及校核

绪论

本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。

通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。

主要体现在如下几个方面：

（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。

（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用.

第二章课题题目及主要技术参数说明

2.1课题题目

带式输送机传动系统中的减速器。

要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。

2.2主要技术参数说明

输送带的最大有效拉力F=5.2KN，输送带的工作速度V=1.0m/s，输送机滚筒直径D=250mm。

2.3传动系统工作条件

皮带输送机单向运动，又轻微震动,两班制工作,使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许误差为上偏差百分之五下偏差百分之五，小批量生产，每年工作300天。

2.4传动系统方案的选择

第三章减速器结构选择及相关性能参数计算

3.1减速器结构

本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。

3.2电动机选择

（一）工作机的功率Pw

=FV/1000ηw

（二）总效率

电动机总效率=η1η24η34η4ηw=0.96×0.984×0.972×0.99×0.96=0.79

（三）所需电动机功率

=Pw/η=Fv/1000η=5200×1/1000×0.79=6.6KW

（四）电动机的转速

卷筒轴工作转速为nW=60×1000V/πD=60×1000×1/.014×250=76.43r/min电动机可选范围：

n’d=（i1i2……in）nw=（18~100）×76.43r/min=（1375.74~7643）r/min

根据电动机的技术特性，符合这一范围电动机的同步转速有1500r/min和3000r/min，有二种适合的电动机型号可供选择。

传动比方案

电动机型号

额定功率/KW

同步转速

满载转速

1

Y132S-2

7.5

3000r/min

2920r/min

2

Y132M-4

7.5

1500r/min

1440r/min

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量和价格，选择方案1比较合适。

因此选定电动机的型号为Y132S2-2。

3.3动力运动参数计算

（1）各轴的功率I轴的输入功率：

P1=Pd×η1=6.6×0.96=6.33（kw）II轴的输入功率：

P2=P1×η2×η3=6.33×0.98×0.97=6.01（kw）III轴的输入功率：

P3=P2×η2×η3=6.01×0.98×0.97=5.71（kw）Ⅳ轴的输入功率:

P4=P3×η2×η4=5.71×0.98×0.99=5.54（kw）

（2）各轴的转速：

n1=nm/i1=2920/4.5r/min=648.89r/minII轴的转速：

n2=n1/i2=nm/i1i2=648.89/3r/min=216.30r/minⅢ轴的转速：

n3=n2/i3=nm/i1i2i3=216.30/2.9=74.59r/minⅣ轴的转速：

n4=n3=74.59r/min

（3）各轴的转矩为：

Td=pd/nm×9550=6.6/2920×9550N﹒m=21.59N﹒mⅠ轴的输入转矩：

T1=Td×i1×n1=21.59N﹒m×4.5×0.96=93.27N﹒mⅡ轴的输入转矩：

T2=T1i2η2η3=93.27N﹒m×3×0.98×0.97=265.99N﹒mⅢ轴的输入转矩：

T3=T2i3η2η3=265.99N﹒m×2.9×0.98×0.97=733.27N﹒mⅣ轴的输入转矩：

T4=T3η2η4=733.27N﹒m×0.98×0.99=711.42N﹒m

讲上述数据列表如下：

参数

电动机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴

Ⅲ轴

Ⅳ轴

转速n/（r.min-1）

2920

648．89

216.30

74.59

74.59

输入功率P/KW

6.6

6.33

6.01

5.71

5.54

输入转矩T/（N﹒m）

21.59

93.27

265.99

733.27

711.42

传动比i

4.5

0.96

30.95

2.90.95

10.95

效率η

第四章齿轮的设计计算

4.1齿轮材料和热处理的选择

小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236

大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝190

4.2齿轮几何尺寸的设计计算

（1）皮带轮传动的设计计算

由表得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×5.2=6.24KW

由图查得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速推荐的小带轮基准直径为

75~100mm

则取dd1=100mm>dmin=120

dd2=n1/n2•dd1=360mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=216r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=5<5~25m/s

在5~25m/s范围内，带速合适（3）确定带长和中心矩

带长=1200，a=500（4）验算小带轮包角

α1=180度-（Dd2-Dd1\a）*57.3度=145.62>120度（能满足要求）

（5）确定带的根数

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=6.24/（0.95+0.11）×0.96×0.96

=6.39

取Z=7根。

所采用V带为B-2500*2

（3）、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40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i齿=4.5

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=4.5×20=90

实际传动比I0=90/2=45

齿数比：

u=i0=4.5

取φd=0.9

（3）转矩T1

T1＝P1/n1×9550×106=6.33/648.89×9550×106=9875.11（N﹒m）（4）选载荷系数K

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。

取K＝1.1（5）（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=250Mpa

接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=250×0.98/1.0Mpa

=245Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×9875.11×（4.5+1）/0.9×4.5×3432]1/3mm

=48.97mm

模数：

m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm

取标准模数：

m=2.5mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×90mm=225mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×120mm=106mm

取b=106mmb1=50mm

（8）许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1×50021.8/45×2.52×20）×2.80×1.55Mpa

=77.2Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1×50021.8/45×2.52×120）×2.14×1.83Mpa

=11.6Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+90）=137.5mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×648.89/60×1000

=1.7m/s

第五章轴的设计计算

（一）输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

取c=115

d≥115（2.304/458.2）1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×（1+5%）mm=20.69

∴选d=22mm

2．轴上零件的定位，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，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，则采用过渡配合固定

3.轴各段直径和长度

Id1=22mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

II段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，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）=93mm

III段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

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：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=50021.8N•mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/74.59）1/3=35.08mm

取d=35mm

2、轴的结构设计

（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。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=271N•m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

（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

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N•m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×271）2]1/2

=275.06N•m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

第七章轴承、键和联轴器的选择

根据条件，轴承预计寿命

16×300×5=24000小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=216.30r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/5200）3>48720h∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=74.59

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

7207AC型轴承Cr=30500N

得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/5200）3

>48720h

∴此轴承合格

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=74.59r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=0

∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端

两轴承轴向载荷：

FA1=FA2=FS1=569.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=569.1/903.35=0.63

FA2/FR2=569.1/930.35=0.63

得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=5200ε=3

7207AC型轴承Cr=30500N

得：

ft=1

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/5200）3

>48720h

∴此轴承合格

3.键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N•mh=7mm

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N•m

选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm

选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

忽略此处..