一级齿轮减速器.doc

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1、计 算 与 说 明结果一 传动方案的确定电机带轮减速器运输带轴承齿轮联轴器1传动装置总体设计传动方案简图如下：高速级为V带传动，低速级用一级齿轮传动，电机输出的动力和运动通过二级减速传给运输带，该传动方案传递效率较高，结构简单，通用性好，承载能力强，V带具有过载保护能力。 由于该工作机有轻微振动，运送煤盐等松散等易产生灰尘的物质，采用该传动方案高速级的V带有缓冲吸振能力，能减小振动对工作机及减速器带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，能使价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。低速级采用一级圆柱齿轮减速器，这是一级减速器中应用最广泛的一种，能使传递效率高

2、，润滑良好，定比传动、尺寸紧凑，工作可靠。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。2电动机选择由工作条件场合，采用Y系列三相交流异步电动机，计算工作机所需功率：其中 =0.96 为滚筒工作效率。工作机所需转速 计算传动装置总效率：（见机械设计课程设计，以下简称课设式2-4） （见机械设计课程设计表12-8）所以 电动机的输出功率： （见课设式2-1） 取 选择电动机为Y132M8型 （见课设表19-1）技术数据：额定功率：3.0（） 额定转速：710 （） 3传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、总传动比： （见课设式2-6） 2、 各级传动比分配： （见课设式2-7） 初定 .65 3

3、、 各轴运动和动力参数高速轴：； ；低速轴：； ；二 V带传动设计外传动为V带传动，选为A型普通V带。 1、 确定计算功率：1）、由3表5-9查得工作情况系数 2）、由式5-23机械设计（以下简称机设） 故 2、选择V带型号 查图5-12a(机设)选普通A型V带。3.确定带轮直径 （1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直径 （电机中心高符合要求）（2）、验算带速 由式5-7（机设）（3）、从动带轮直径 查表5-4（机设） 取（4）、传动比 i （5）、从动轮转速4.确定中心距和带长（1）、按式（5-23机设）初选中心距 取（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L

4、0查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=1800mm(3)、按式(5-25机设)计算中心距:a (4)、按式（5-26机设）确定中心距调整范围 5.验算小带轮包角1 由式(5-11机设) 6.确定V带根数Z (1)、由表查得 (2)、由表（5-10机设）查得P0=0.17Kw (3)、由表查得（5-12机设）查得包角系数 (4)、由表(5-13机设)查得长度系数KL=1.18 (5)、计算V带根数Z，由式（5-28机设） 取Z=2根 7计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。 由表8-4机设查得 q=0.06 8计算对轴的压力FQ，由式（5-30机设）得 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮

5、工作图 小带轮基准直径dd1=118mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=315mm，采用孔板式结构。 三、齿轮传动的设计1. 齿轮的材料，精度和齿数选择:大小齿轮采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质。齿轮精度用7级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，小齿轮硬度270HBC，大齿轮硬度240HBC。取齿宽系数初取Z1=28 i2=i/i1=8.23/2.67=3.08则Z2=Z1i2=283.08=86.34取z2=872.设计计算。按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度设计。按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）机设 由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HIL

6、im=580 HILin=560由2图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力 HILim=230 HILin=220应力循环次数N由式（7-3）计算 N1=60n at=60539.6(83008)=2.31 N2= N1/u=4.17/2.73=3.19 由2图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由2图7-9查得弯曲 疲劳寿命系数 ；YN1=1 YN2=1 由2图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.3 又YST=2.0 试选Kt=1.2 由2式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 将有关值代入式(7-9)得 则V1=(d1tn1/601000)=1.2

7、8m/s查2图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.24.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.则KH=KAKVKK=1.46 ,修正 M=d1/Z1=1.996mm 由表7-6取标准模数：mn=2mm 2. 按齿根弯曲疲劳强度设计计算公式：由2图7-18查得，YFS1=1.58，YFS2=1.76 取Y=0.7计算弯曲疲劳许用应力 查取齿形系数 计算载花系数 计算大小齿轮的并加以比较显然大齿轮的值大些计算得 对比计算结果：齿面接触疲劳强度的模数大于齿根弯曲疲劳强度的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直

8、径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.996并就近圆整为2，并接触强度算得的分度圆直径决定小齿轮齿数, Z1=d1/m=55.9/2=27.94, 取Z128 则Z2=Z1i86.4 取Z287 3几何尺寸计算分度圆直径两齿轮中心距 取 B1=55 B2=52四、 轴的设计1、高速轴的设计1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩Ta) 确定轴的最小直径b) ，确定轴的最小直径取 ；3）结构设计1）拟定轴上零件的装配方采用图示的装配方案4）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径 d2-3=28mm,左端用轴端档

9、圈定位，按轴端直径取档圈直径D=37mm.小带轮与轴配合为L 50mm，（2）初选滚动轴承选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d3-4=30mm,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承7205E，尺寸为d*D*T=30mm*62mm*16.25mm; d34-=d67=30mm，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得7205E 型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取 套筒外径36mm。（3）取安装齿轮处的轴段-的直径 d-=34mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为55mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，

10、故取l5-6=54mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07d,取 h=4mm,轴环宽度B1.4h,取L5-6=6mm。（4）轴承盖的总宽度为 24mm。根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离l=17mm,故取l6-=36mm（5）取齿轮距箱体内壁的距离a=10mm。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由手册查得平键截面b*h=10mm*8mm(GB/T1095-1079),键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6；同样，小带轮与轴

11、的联接，选用平键为8mm*7mm*40mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2*45 ，各轴肩处的圆角半径2mm5.求轴上的载荷对于 3030 型轴承，由手册查得 a=17.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距LL 124.5mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和2 3扭矩图在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=583N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=787N在水平面上，a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=102Nma-a剖面右侧 MAh=FR2Hl2=

12、126 Nm在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=469 Nm合成弯矩，a-a剖面左侧a-a剖面右侧转矩 =53.1Nm6.判断危险截面显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面。且a-a截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和a-a截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得 (1)a-a剖面左侧3=6.4m3=15.1 8.轴的安全系数校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左侧WT=0.2d3=12800mm3由附表10-1查得由附表10-4查得绝对尺寸系数;轴经磨削加工, 由附表10-5查得质量系数.则弯曲应

13、力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数查表10-6得许用安全系数=1.31.5,显然S,故a-a剖面安全.低速轴设计确定各轴段直径计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：考虑到该轴段上有联接联轴器，先选取联轴器，根据传递的转矩，选用因此取YL6联轴器，其孔径为35mm,长为110mm取，长为L118mm，查手册9页表1-16圆整成标准值，1 轴的结构设计：轴的结构设计如下图：（1）为满足轴向装配要求，1段右需要制出一轴肩，故取，（2）初选滚动轴承第三段与轴承配合，因此这里需初选轴承，初选7208E轴承，尺寸为d*D*T=40mm*80mm*18.25mm;

14、 由轴承内径，取轴径，所以取L 89 20mm。左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册查得7208E 型轴承的定位轴肩高度h=4mm，因此，取 d6-7=48mm。（3）取齿轮孔径为45mm；则，由于齿轮宽度为52mm,为保证轴向定位56段长度为齿轮宽度l5-6 =50mm，齿轮轴向定位为一轴肩，67段，取h3mm，则，取。（4）轴承盖的总宽度为 26.5mm。根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器左端面的距离18.5mm,故l2-4=43mm,在34段加一退刀槽，宽度为2mm,直径为37mm，（5）取齿轮距箱体内壁的距离a=11.5mm。则3）轴上零件的周向定

15、位联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d1由手册查得平键截面b*h=10mm*8mm(GB/T1095-1079),键槽用键槽铣刀加工，长为110mm大齿轮处用键b*h=14mm*9mm(GB/T1095-1079)，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，因齿轮宽度为52mm,取键长为40mm. 毂与轴的配合为 H7/r6； 4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2*45 ，各轴肩处的圆角半径2mm（4）校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 径向力：求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：.m求水平面的支

16、承力。计算、绘制水平面弯矩图。求F在支点产生的反力求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查课本225页表14-1得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：考虑到键槽的影响，取因为，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有： 则,该轴承寿命为36年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）

17、键的设计与校核：因为d1=40装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为大齿轮初选键长为50,校核所以所选键为: 五、其它设计1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入油里约0.8个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），1/6齿轮。2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V1.52m/s所以采用飞溅润滑，第六部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:由机械设计课程设计手册p173查得箱座壁厚：，而，所以，取。箱盖壁厚：，所以，取。箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度：箱座、箱盖的肋厚：轴承旁凸台的半径：轴承盖外径：（其中，D为轴承外径，为轴承盖螺钉的直径）。中心高：取：；地脚螺钉的直径：（因为：）；数目：6。轴承旁联接螺栓的直径：；箱盖、箱座联接螺栓的直径：轴承盖螺钉的直径：数目：4；窥视孔盖板螺钉的直径：。至箱外壁的距离： 至凸缘边缘的距离：。 外箱壁到轴承座端面的距离：。齿轮顶圆与内箱壁距离：，取：。齿轮端面与内箱壁距离：，取：。