单级圆柱齿轮减速器

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1、九 江学院设计题目：单级圆柱齿轮减速器学 院：机械与材料工程学院专 业：模具设计与制造班 级：x学号：xx设 计人:xx 指导老师：x完成日期：200年6月 机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择。4三、计算总传动比及分配各级的传动比。.5四、运动参数及动力参数计算.6五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.。.13七、滚动轴承的选择及校核计算.21八、键连接的选择及校核计。4设计题目:V带-单级圆柱减速器机材学院 B53班 设计者:刘忠山学 号: 3号指导教师:邓宁二一年六月六日计算过程及计算说明一、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带式输送机

2、的传动装置简图1电动机;2-三角带传动；3减速器；-联轴器；5传动滚筒；-皮带运输机（1） 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。(2） 原始数据:滚筒圆周力F=115N；带速=1。m/s；滚筒直径=240m；滚筒长度L=20。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：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0960.970980.980.60。3（2)电机所需的工作功率：工作=FV1000总=1501.4/000083。34KW3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速：n筒=6010V

3、/D6100014/24102.2r/min 按推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围a=35。取V带传动比I1=4，则总传动比理时范围为I=620.故电动机转速的可选范围为nd=aN总=（60)1276163220544rmin方案电动机型号额定功率（)同步转速（mi满载转速（r/min）堵转转距1Y132S-。37507102。2Y112M6.0009402。00L423150402.根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号:因此有三种传支比方案：如参考指导书P10页。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选

4、n=100r/in 4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为12-6。其主要性能：额定功率：2.3K，满载转速40/min，额定转矩20三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：总=n电动/n筒=940/0272=9。152、分配各级转动比（） 据指导书P6表23,取齿轮齿轮=4（单级减速器i=合理)（) i总=i齿轮带i带=i总/i齿轮91/4=23四、运动参数及动力参数计算、计算各轴转速（/in）nI=n电机=40r/minnI=nI/i带90/2.3=4.69（r/min）nIIIIi齿轮=469/4=10.1（r/min)、 计算各轴

5、的功率(K)IP工作1。3KPII=PI带。34=186KIII=II轴承齿轮=1。6.99097 =1.2KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T=9.5506PI/nI=9。55061。34/40=1.6103mII=9。06PI/nII=955112864089 =3103mTII=9551II/nIII95106124/27 =15913mm五、传动零件的设计计算 带传动是一种应用很广泛的机械传动，带传动由主动轮,从动轮和适度张紧在两带轮上的封闭型传动带组成,它是利用传动带作为中间的扰性件，依带与带轮之间的摩擦力来专递运动的，带转动常用作机械的外传动零件。、 皮带轮传动的设计计算(1） 选择

6、普通V带截型由课本P130表8.12得：kA=1。2CKAP=1。2。2=2.64KWn=90rn由课本P11图8.得：选用A型V带（） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P131图8.1得，推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取d1=100mmdn7 dd2=nI/nIId1=4/4086910=230m由课本P115表-3，取dd=236实际转动比i= dd2/dd=36/1002。6实际从动轮转速nII=nId1/dd2=940100/ 39。3rin转速误差为:（nIInII)/nII(4086998.3）/40869=0。05005（允许）带速：V=dd1nI/60100=094

7、06000 =4。92m/s（带速合适)（) 确定带长和中心矩根据课本32式（814）得07(d1+dd2)a02（d1+dd2)07（10+236)a02（100+236） 所以有:23。2mma672mm预选0=500由课本P132式(8-5）得带的基准长度：L0=2a01.57（dd1+d2)+（d2dd1）/a=20+。5(100+2）+（26-100)/4500=156.68mm根据课本117表84取基准长度：Ld=160根据课本P32式（8-6）得:aa0+（dL）/2500+(161536.6）2=532mmamin=a0.15 L 5320151600=508mmamax=+0

8、.015 Ld52。01160556m （4)验算小带轮包角 一般使11200（特殊情况下允许1900，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（-）得=100【(dddd1 )/a】7.30=1800【（23610）/52】5.3010014。60 16.401200(满足）（5)确定带的根数根据1=0m nI90rin再根据课本P12表(8。9）用内插法得 P0=0。94W功率增量为:P=bnI (-Ki)根据课本P129表（818）可得弯曲影响系数：Kb=1。25/100根据传动比i=23, 根据课本129表(9)可得转动比系数:Ki=1。1373则可以算

9、出P0=Kbn (11/Ki）=0.12W根据课本P表（8-4）可得带长度修正系数 KL09由课本P9图81得包角系数0.由课本P132式（8。1）得=C/P=P/（P0+0）L=24【(0.94+0。12) 0。9899】=256（可得Z=3根）（6)计算轴上压力由课本P121表8查得A型普通带的每米长质量q=.1/m,由课本P13式（9）单根A型普通V带的初拉力：0（00C/V)(2。5K1)+V=(50026/3.92）（2.5/09-1).14.22 =141N则作用在轴承的压力FQ，由课本P13式（20）FQ=2F0sin12=23141。si16.2840.4N(7)设计结果：选用

10、根A-100,GB114499 A型普通V带中心距=50m,带轮直径1=100mm,dd2=26mm 轴上压力FQ=40。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45调质，齿面硬度为2204HBS。大齿轮选用45钢正火,齿面硬度210H；根据机械零件设计手册选8级精度。齿面精糙度Ra.26。m （2）按齿面接触疲劳强度设计 由16。43（T1（u+1)/duH2）13由式公式确定有关参数如下:传动比齿=4取小齿轮齿数：Z1=5。则大齿轮齿数：2iZ1=2=10 实际传动比0=10/5传动比误差：(0）/I=(44）4=02

11、.5可用齿数比:u=i0=4(3)转矩1T=9.0P/1=9.5510614408。6 3132Nmm （）载荷系数k由课本18表10-11取k1(5)许用接触应力HH=HlmZT/S由课本181图14查得:limZ1560Mp HlimZ2=0Mpa由课本P0式N=6njLh计算应力循环次数NLNL1=60nLh 6n1rh=60427。21(151052）=1。17109NL2=NLi=1.179/=2.9310由课本P18图127查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1 NT=115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=。0H=lim1ZNT/S61.01。0Mp=560MH

12、2Hlim2ZT/H=30115/。0p=6095Ma故得：d76.4（T1（+1）/dH2）1/=7。4311312(4+1）/1456023m=228mm模数：=d1=82.28/25329mm根据课本P16表3取标准模数：m4m（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P17(10-24）式 =(2kT1/bm21)YFaaFT- 为主动轮的转矩mmB为齿轮的接触宽度mm模数Z1-为主动轮的齿数F -齿轮的许用弯曲应力mpaF标准外齿轮的齿形系数YSa-标准外齿轮的应力修正系数确定有关参数和系数分度圆直径:=mZ=45mm=10md2mZ2=40mm=400m齿宽：b=dd1=110mm=0mm

13、取b=100mm 10m（7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=5，Z2=10由课本P187表101和表104相得YFa=。 YSa1=.YFa21.34Ya2=1。80(）许用弯曲应力根据课本180（01）式:= Flim YTT/F由课本P12图125查得:Flim1210MFi2 =190Mp由课本P183图102查得：NT1NT=试验齿轮的应力修正系数1。59 Y2=.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F1l YSTNT1SF=20/1.3Ma=162MpaF2Fli2 STNT2/F=901。M=146Mpa将求得的各参数代入式F1=(2k

14、1/b2)YaYa1=（21。1400/50225） 2651。5Mpa=903Mpa FF2=F1YF2YS2/Y1Y=(903。31.8/。519）pa8MpaF2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（12)/2(210）125mm（10）计算齿轮的圆周速度V=d12/60100。14004089/61002.14m/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，并经调质处理,硬度21255HS， 抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度125Mp。-1=60

15、a根据课本P2（1-2）式，dc（pn） 1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P25,查表141，取=102。72118P-高速轴的输入功率n高速轴的转速dc(pn） 1 =（102。7118）（2。09247）/3mm=1820mm考虑有键槽，将直径增大5,则d（180）（1+5)mm=（182)选d=20m2、轴的结构设计（）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,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

16、工段:=d=20mm 长度取L=5II段: d2=d+2h=c 查表得c5mdd12h20+21。526mmd26mm初选用206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55m,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+2+1+5）=93mII段直径d3 dh =3mmL3=LL=5-2=53段直径d4d3+2h=32+23=8mm长度与右面的套筒相同，即L420mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，

17、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:（2+2）=32mm因此将段设计成阶梯形,左段直径为32mm段直径d5=30m。 长度L515m由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L108m（3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1m15mm求转矩：已知=700Nmm求圆周力：F根据课本84（015)式得Ft=2T1d=2470050=194N求径向力Fr根据课本184（10-15）式得Fr=Fttan14tan200=79因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm()绘制轴受力简图(如图）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b)轴承支反力：Y=FB=Fr2354。5NAZBZ

18、=Ft/2974N由两边对称，知截面的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAy/354.554=19143 Nmm（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=9744=52Nm（4)绘制合弯矩图(如图d）MC=（1+MC22）1/2=(942+55962)/=571Nmm(）绘制扭矩图(如图e)转矩：T。55(P/n2)106=4800mm(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=，截面C处的当量弯矩Me=MC+（T)1/2=559712+(18700）21/2=491Nmm（7）校核危险截面C的强度由式e=Mec0d3

19、得eMec/0。d3=7191/01323=226Ma =60M该轴强度足够.图2)输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用调质,并经调质处理，硬度217255HBS，抗拉强度=590Mpa，弯曲疲劳强度-125Mpa.-1=Mp1、按扭矩初算轴径根据课本P25（42）式,c（p/n） 1/3以材料及受载情况有关的系数，根据课本P2,查表41，取c=102。2118dc（p/n）1/3=(2.711）（2.01/16.82)/3mm=。51mm考虑有键槽,将直径增大5%,则d=（28.51）(1+5）mm(303）由设计手册取标准值d1=30（1）轴的零件定位

20、，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。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：d=30m 1=55mm I段:d=12hh=2c 查指导书取c=5mm d2dh=3+22.5=362=36mm初选2型滚动球轴承,其内径为35mm，宽度为1mm。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20m

21、m,则该段长96mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为mm.段直径d3= d+2h=42mL=L1-L=5-=3m段直径4=3+24223=m长度与右面的套筒相同,即=0mm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=3。该段直径应取：(6+3）=42mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为2mm段直径d=4m. 长度L5=1mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距=108mm（3）按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d=200m求转矩：已知T2=55（P/）0=1713求圆周力t：根据课本P14（0-5式得t=2T2d=218703/200=1870求径向力r根据课

22、本P184（1015式得FrFttn170。36379=8.6N两轴承对称L=LB5m（）求支反力F、FY、FAZ、FBZFYFBYFr/2=6.6/2=30。3NFAZ=FBZ=t/=18/2=35N（2）由两边对称,书籍截的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC=FAYL/234054372Nmm（3）截面C在水平面弯矩为M2=FA/2=954=590Nm（)计算合成弯矩M（MC12+C2）/2 =（3762+5402)12=537Nmm（）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1,截面CMec=MC(T)212502+（118700）212=194Nm()校核危险截面C的强

23、度Mec/（03）=25.06/(03）=30。4+MpaP2，即按轴承1计算C=P1ft（60n Lh/106)13= 425。（60427。2840006)/3=510.N因C2，即按轴承计算C=P1/ft （60n Lh/106)/348.4(60106。8240/10）1/3433N因CCo=200N,故选轴承型号为6207型八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取P=100Ma1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径1=2m，L=55mm查课本P26表148得,选用C型平键，得:b=mm，h=6mm，键长范围L=14m。键长取=(10）=50mm。键的工作长度

24、=-b=44mm。强度校核:由P27式1-得p=4T1dhl4870/264 =37MpaP(00Ma）所选键为:键C65GB/T0962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径=2mm,L3=53mm查课本7表14-8得,选用A型平键，得：b=10mm，=8mm,键长范围L=2211m。键长取L=L3（50）45m。键的工作长度=Lb=35mm。强度校核：由P27式7得p=4T1/dhl=44870/3235=2.8pP(100Mpa）所选键为：键04GB/T0963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径3=2mm,L3=53mm查课本P276表148得，选用A型平键，得：b=12mm，h=m,键长范

25、围L=810mm。键长取=3(510)=45m。键的工作长度l=Lb=33mm.强度校核：由P276式7得p=4T2/hl=18700/483 67a(0Ma）所选键为：键A1245GT093、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=0mm，1=55mm查课本276表14-得，选用C型平键，得：b=8m，h=7mm，键长范围10mm。键长取L=L1-（51)50m。键的工作长度l=-42mm。强度校核：由P276式17得p=4T2/hl4100 30742 =88MaP（100Mpa)所选键为：键85GB/096参考文献：机械设计基础陈立德 主编 第三版 高等教育出版社机械设计基础课程设计指导书

26、陈立德 主编 第三版 高等教育出版社机械设计手册设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了几周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识.由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题,如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足,在今后的学习过程中我们会更加努力和团结.文中如有不足，请您指教！29 / 29