一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书分解Word下载.docx

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计算传动装置的总效率ηa:

ηa=η1η22η3η4η5=0.96×

0.982×

0.97×

0.99×

0.96=0.85

η1为V带的效率,η2为轴承的效率,η3为齿轮啮合传动的效率,η4为联轴器的效率,η5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。

第三部分电动机的选择

1电动机的选择

皮带速度v:

v=1.35m/s

工作机的功率pw:

pw=

2.11KW

电动机所需工作功率为:

pd=

2.48KW

执行机构的曲柄转速为:

n=

103.2r/min

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=3~6，则总传动比合理范围为ia=6~24，电动机转速的可选范围为nd=ia×

n=（6×

24）×

103.2=619.2~2476.8r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=1430r/min，同步转速1500r/min。

2确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比：

由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:

ia=nm/n=1430/103.2=13.9

（2）分配传动装置传动比:

ia=i0×

i

式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3.5，则减速器传动比为:

i=ia/i0=13.9/3.5=4

第四部分计算传动装置的运动和动力参数

（1）各轴转速:

nI=nm/i0=1430/3.5=408.6r/min

nII=nI/i=408.6/4=102.2r/min

nIII=nII=102.2r/min

（2）各轴输入功率:

PI=Pd×

η1=2.48×

0.96=2.38KW

PII=PI×

η2⋅η3=2.38×

0.98×

0.97=2.26KW

PIII=PII×

η2⋅η4=2.26×

0.99=2.19KW

则各轴的输出功率：

PI'

=PI×

0.98=2.33KW

PII'

=PII×

0.98=2.21KW

PIII'

=PIII×

0.98=2.15KW

（3）各轴输入转矩:

TI=Td×

i0×

η1

电动机轴的输出转矩:

Td=

=

16.6Nm

所以：

η1=16.6×

3.5×

0.96=55.8Nm

TII=TI×

i×

η2⋅η3=55.8×

4×

0.97=212.2Nm

TIII=TII×

η2⋅η4=212.2×

0.99=205.9Nm

输出转矩为：

TI'

=TI×

0.98=54.7Nm

TII'

=TII×

0.98=208Nm

TIII'

=TIII×

0.98=201.8Nm

第五部分V带的设计

1选择普通V带型号

计算功率Pc:

Pc=KAPd=1.1×

2.48=2.73KW

根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。

2确定带轮的基准直径，并验算带速

取小带轮直径为d1=100mm,则：

d2=n1×

d1×

（1-ε）/n2=i0×

（1-ε）

=3.5×

100×

（1-0.02）=343mm

由手册选取d2=335mm。

带速验算：

V=nm×

π/（60×

1000）

=1430×

1000）=7.48m/s

介于5~25m/s范围内，故合适。

3确定带长和中心距a

0.7×

（d1+d2）≤a0≤2×

（d1+d2）

（100+335）≤a0≤2×

（100+335）

304.5≤a0≤870

初定中心距a0=587.25mm，则带长为:

L0=2a0+π×

（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4×

a0）

=2×

587.25+π×

（100+335）/2+（335-100）2/（4×

587.25）=1881mm

由表9-3选用Ld=1800mm，确定实际中心距为：

a=a0+（Ld-L0）/2=587.25+（1800-1881）/2=546.75mm

4验算小带轮上的包角α1:

α1=1800-（d2-d1）×

57.30/a

=1800-（335-100）×

57.30/546.75

=155.40>

1200

5确定带的根数：

Z=Pc/（（P0+∆P0）×

KL×

Kα）

=2.73/（（1.32+0.17）⋅1.01⋅0.93）=1.95

故要取Z=2根A型V带。

6计算轴上的压力：

由初拉力公式有：

F0=500×

Pc×

（2.5/Kα-1）/（Z×

V）+q×

V2

=500×

2.73×

（2.5/0.93-1）/（2×

7.48）+0.10×

7.482=159.6N

作用在轴上的压力：

FQ=2×

Z×

F0×

sin（α1/2）

2×

159.6×

sin（155.4/2）=623.7N

第六部分齿轮的设计

（一）高速级齿轮传动的设计计算

1齿轮材料、热处理及精度：

考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。

材料：

小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：

250HBS。

大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：

200HBS。

取小齿齿数：

Z1=21，则：

Z2=i12×

Z1=4×

21=84取：

Z2=84

2初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:

1）试选Kt=1.2

2）T1=55.8Nm

3）选取齿宽系数ψd=1

4）由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8

5）由图8-15查得节点区域系数ZH=2.5

6）查得小齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim1=610MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:

σHlim2=560MPa。

7）计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：

N1=60nkth=60×

408.6×

1×

5×

250×

8=4.9×

108

大齿轮应力循环次数：

N2=60nkth=N1/u=4.9×

108/4=1.23×

8）由图8-19查得接触疲劳寿命系数:

KHN1=0.9,KHN2=0.92

9）计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:

[σH]1=

=0.9×

610=549MPa

[σH]2=

=0.92×

560=515.2MPa

许用接触应力:

[σH]=（[σH]1+[σH]2）/2=（549+515.2）/2=532.1MPa

3设计计算:

小齿轮的分度圆直径:

d1t:

=

=65.2mm

4修正计算结果：

1）确定模数：

mn=

=3.1mm

取为标准值:

3mm。

2）中心距：

a=

=157.5mm

3）计算齿轮参数：

d1=Z1mn=21×

3=63mm

d2=Z2mn=84×

3=252mm

b=φd×

d1=63mm

b圆整为整数为：

b=63mm。

4）计算圆周速度v:

v=

=1.35m/s

由表8-8选取齿轮精度等级为9级。

5校核齿根弯曲疲劳强度：

（1）确定公式内各计算数值：

1）由表8-3查得齿间载荷分配系数：

KHα=1.1，KFα=1.1；

齿轮宽高比为：

=9.33

求得:

KHβ=1.09+0.26φd2+0.33×

10-3b=1.09+0.26×

0.82+0.33×

10-3×

63=1.37

，由图8-12查得：

KFβ=1.34

2）K=KAKVKFαKFβ=1×

1.1×

1.34=1.62

3）由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：

齿形系数:

YFa1=2.73YFa2=2.23

应力校正系数:

YSa1=1.57YSa2=1.77

4）由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：

σFlim1=245MPaσFlim2=220MPa

5）同例8-2：

小齿轮应力循环次数:

N1=4.9×

大齿轮应力循环次数:

N2=1.23×

6）由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：

KFN1=0.85KFN2=0.89

7）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：

[σF]1=

=160.2

[σF]2=

=150.6

=0.02675

=0.02621

小齿轮数值大选用。

（2）按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：

mn≥

=2.22mm

2.22≤3所以强度足够。

（3）各齿轮参数如下：

大小齿轮分度圆直径：

d2=252mm

b=ψd×

b=63mm

圆整的大小齿轮宽度为：

b1=68mmb2=63mm

中心距：

a=157.5mm，模数：

m=3mm

第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计

1输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:

P1=2.38KWn1=408.6r/minT1=55.8Nm

2求作用在齿轮上的力:

已知小齿轮的分度圆直径为:

则:

Ft=

=1771.4N

Fr=Ft×

tanατ=1771.4⋅ταν200=644.7N

3初步确定轴的最小直径:

先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计基础课程设计（第八版）》表15-3，取A0=112，得：

dmin=A0×

=112×

=20.2mm

显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:

d12=21mm。

带轮的宽度：

B=（Z-1）×

e+2×

f=（2-1）×

18+2×

8=34mm，为保证大带轮定位可靠取：

l12=32mm。

大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:

d23=26mm。

大带轮右端距箱体壁距离为20，取:

l23=35mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:

初选轴承的类型及型号。

为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:

d34=d78=30mm；

因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：

6206型深沟球轴承，其尺寸为:

d×

D×

T=30×

62×

16mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：

6206。

型轴承的定位轴肩高度：

h=3mm，故取：

d45=d67=36mm，取：

l45=l67=5mm。

齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。

由于:

d1≤2d56，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:

l56=68mm；

则:

l34=T+s+a-l45=16+8+11-5=30mm

l78=T+s+a-l67=16+8+11+2-5=32mm

5轴的受力分析和校核:

1）作轴的计算简图（见图a）:

根据6206深沟球轴承查手册得T=16mm

带轮中点距左支点距离L1=（34/2+35+16/2）mm=60mm

齿宽中点距左支点距离L2=（68/2+30+5-16/2）mm=61mm

齿宽中点距右支点距离L3=（68/2+5+32-16/2）mm=63mm

2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）：

FNH1=

=900N

FNH2=

=871.4N

垂直面支反力（见图d）：

FNV1=

=-597.9N

FNV2=

=618.9N

3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：

截面C处的水平弯矩：

MH=FNH1L2=900×

61Nmm=54900Nmm

截面A处的垂直弯矩：

MV0=FQL1=623.7×

60Nmm=37422Nmm

截面C处的垂直弯矩：

MV1=FNV1L2=-597.9×

61Nmm=-36472Nmm

MV2=FNV2L3=618.9×

63Nmm=38991Nmm

分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。

截面C处的合成弯矩：

M1=

=65911Nmm

M2=

=67337Nmm

作合成弯矩图（图f）。

4）作转矩图（图g）。

5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：

通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。

必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。

根据公式（14-4），取α=0.6，则有：

σca=

MPa

=3MPa≤[σ-1]=60MPa

故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：

计算W时，忽略单键槽的影响）。

轴的弯扭受力图如下：

II轴的设计

1求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：

P2=2.26KWn2=102.2r/minT2=212.2Nm

已知大齿轮的分度圆直径为:

=1684.1N

tanατ=1684.1⋅ταν200=613N

选取轴的材料为45钢（调质），根据《机械设计基础课程设计（第八版）》表15-3，取:

A0=112，得:

=31.4mm

输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:

Tca=KAT2，查《机械设计基础课程设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:

KA=1.2，则:

Tca=KAT2=1.2×

212.2=254.6Nm

由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:

LT7型，其尺寸为：

内孔直径40mm，轴孔长度84mm，则：

d12=40mm，为保证联轴器定位可靠取：

l12=82mm。

半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：

D=50mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：

d23=45mm。

4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：

为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：

d34=d67=50mm；

因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:

6210型深沟球子轴承，其尺寸为：

T=50mm×

90mm×

20mm。

轴承端盖的总宽度为：

20mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：

l=20mm，l23=35mm。

取大齿轮的内径为：

d2=58mm，所以：

d45=58mm，为使齿轮定位可靠取：

l45=61mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：

h≥0.07d=0.07×

58=4.06mm，轴肩宽度：

b≥1.4h=1.4×

4.06=0mm，所以：

d56=67mm，l56=6mm；

齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：

l34=T+s+a+2.5+2=20+8+11+2.5+2=43.5mm

l67=2+T+s+a+2.5-l56=2+20+8+11+2.5-6=37.5mm

根据6210深沟球轴承查手册得T=20mm

齿宽中点距左支点距离L2=（63/2-2+43.5+61-20/2）mm=124mm

齿宽中点距右支点距离L3=（63/2+6+37.5-20/2）mm=65mm

=579.2N

=1104.9N

=210.8N

=402.2N

MH=FNH1L2=579.2×

124Nmm=71821Nmm

MV=FNV1L2=210.8×

124Nmm=26139Nmm

M=

=76430Nmm

=7.6MPa≤[σ-1]=60MPa

第八部分键联接的选择及校核计算

1输入轴键计算：

校核大带轮处的键连接：

该处选用普通平键尺寸为：

b×

h×

l=6mm×

6mm×

28mm，接触长度:

l'

=28-6=22mm，则键联接所能传递的转矩为:

T=0.25hl'

d[σF]=0.25×

6×

22×

21×

120/1000=83.2Nm

T≥T1，故键满足强度要求。

2输出轴键计算：

（1）校核大齿轮处的键连接：

l=16mm×

10mm×

50mm，接触长度:

=50-16=34mm，则键联接所能传递的转矩为:

10×

34×

58×

120/1000=591.6Nm

T≥T2，故键满足强度要求。

（2）校核联轴器处的键连接：

l=12mm×

8mm×

70mm，接触长度:

=70-12=58mm，则键联接所能传递的转矩为:

8×

40×

120/1000=556.8Nm

第九部分轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命：

Lh=5×

250=20000h

1输入轴的轴承设计计算:

（1）初步计算当量动载荷P:

因该轴承只受径向力，所以:

P=Fr=644.7N

（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:

C=P

=644.7×

=5084N

（3）选择轴承型号:

查课本表11-5，选择:

6206轴承，Cr=19.5KN，由课本式11-3有：

Lh=

=1.13×

106≥Lh

所以轴承预期寿命足够。

2输出轴的轴承设计计算:

P=Fr=613N

=613×

=3046N

6210轴承，Cr=35KN，由课本式11-3有：

=3.04×

107≥Lh

所以轴