單級圓柱齒輪減速器說明書——機械設(shè)計參考考資料

1、目錄一、工作要求 . 1二、原動機選擇 . 2三、傳動比分配 . 3四、各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計算 . 4五、傳動零件設(shè)計計算 . 5 1. 帶傳動的設(shè)計及校核 . 5 2. 變速箱齒輪設(shè)計及校核 . 7 3. 鏈傳動設(shè)計及校核 . 8 4. 最終實際傳動比 . 9六、軸的設(shè)計計算及校核 . 10 1. 計算軸的最小直徑 . 10 2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 . 10 3. 確定輸入軸的各段直徑和長度 . 17七、軸承的選擇及計算 . 17八、鍵的選擇和計算 . 19九、聯(lián)軸器的選擇 . 19十、減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇 . 20單級圓柱齒輪減速器十一、參考資料 . 20一、工作要求運輸帶傳遞的有效圓

2、周力F=4000N，輸送速度V=1.0m/s，運輸帶滾筒直徑D=300mm。原動機為電動機，齒輪單向傳動，有輕微沖擊，工作時間為10年，每年300天計，單班8小時工作?？傮w設(shè)計示意圖所下：1 / 21單級圓柱齒輪減速器根據(jù)以上參數(shù)及要求設(shè)計其中的單級齒輪減速器。二、原動機選擇工作機功率Pw=FV1000=4000W工作機轉(zhuǎn)速nVw=60d=47.746r/min各傳動部件效率2 / 21單級圓柱齒輪減速器帶=0.95；軸承=0.985；齒輪=0.97；鏈=0.96；滾筒=0.96；聯(lián)軸器=0.99；總=0.8243電動機功率Po=PW=3733.7W 3帶軸承齒輪鏈聯(lián)軸器滾筒選擇電動機型號為Y

3、132M1-6，具體參數(shù)：額定功率Po=4kW；滿載轉(zhuǎn)速no=960r/min。三、傳動比分配各級傳動比i帶=2.27i齒輪=3.45i鏈=2.567總傳動比3 / 21單級圓柱齒輪減速器工作機實際轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)速誤差滿足允許的誤差要求。四、各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計算 各軸功率P0=3733.7W P1=P0軸承帶=3493.8W P2=P1軸承齒輪=3338.2W P3=P2軸承鏈=3256.6W4 / 21單級圓柱齒輪減速器Pw=P3聯(lián)軸器滾筒=3000Wno=960r/minn1=n2=各軸轉(zhuǎn)速確定 n0=422.91r/min i帶n1i齒輪=122.58r/minn3=nw=n2=47.75r/mi

4、n i鏈根據(jù)T=9550P計算各軸的轉(zhuǎn)矩 nT0=9550P0=3.71104Nmm n0 T1=9550P1=7.89104Nmm n19550P2=2.60105Nmm n29550P3=6.31105Nmm n3 T2= T3=Tw=9550Pw=6.00105Nmm nw五、傳動零件設(shè)計計算1. 帶傳動的設(shè)計及校核1.1 計算功率工況系數(shù)KA=1(表13-8)1.2 選取普通V帶根據(jù)Pc和no根據(jù)表13-15可用A型帶，小帶輪直徑為112mm140mm，考慮帶速,現(xiàn)取d1=130mm5 / 21單級圓柱齒輪減速器1.3 實際傳動比1.4 帶速 v=dn60000=6.53m/s符合要求

5、。1.5 中心距 初步選取a0實際取值為650mm。查表13-2，基準長度Ld=2500，實際中心距為1.6 小帶輪包角符合要求。1.7 V帶根數(shù)計算 由n1、d1查表13-3得到P0=1.4kW 由i查表13-5得到P0=0.11kW 由查表13-7，K=0.97 由Ld查表13-3，KL =1.09 則 應(yīng)取3根。1.8 軸上壓力6 / 21單級圓柱齒輪減速器查表13-1，A型帶q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力 F0=500Pczv2.52 -1+qv=154.43N k作用在軸上的壓力2. 變速箱齒輪設(shè)計及校核2.1 材料選擇齒輪均采用45鋼表面淬火處理，硬度4050HBS，；查表1

6、1-5知安全系數(shù)SH=1.3，SF=1.52.2 由齒面接觸強度計算尺寸精度暫取為9級，根據(jù)表11-3載荷系數(shù)K=1.2 許用應(yīng)力H= FQ=2zF0sin12=920.33N ，HSH=876.92MPaF=FSF=460MPa查表11-4，ZE=188；對于標準齒輪ZH=2.5小齒輪直徑d12KT1(u+1)ZEZH2()=45.63mduH 根據(jù)表4-1選取模數(shù)m=2選取齒數(shù)為實際傳動比實際齒輪直徑中心距=0.87 / 21查表11-6，齒寬系數(shù)單級圓柱齒輪減速器2.3 校核齒輪彎曲強度 由圖11-8和11-9得到齒型系數(shù)YFa1=2.8；YSa1=1.58YFa2=2.25；YSa2=

7、1.772KT1YFa1YSa1=268MPaF=460MPa 2bmZ1 齒面危險截面彎曲應(yīng)力 F1=F2=2KT2YFa2YSa2=241MPaF=460MPa 2bmZ12.4 齒輪圓周速度1.01m/s524.917Nm半聯(lián)軸器I的孔徑:dI=45mm,故取:d1=45mm.10 / 21單級圓柱齒輪減速器半聯(lián)軸器長度L=112mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:LI=84mm.2.1 軸上零件的定位,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.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.2.2 確定軸各段直徑和長度2.2.

8、1 I-II段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑dII-III=52mm,左端用軸端擋圈定位,查手冊表按軸端去擋圈直徑d=55mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:L1=84mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應(yīng)比略短,取:LI-II=82mm.2.2.2初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用蛋列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):dII-III=52mm.由表6-7選取30211型軸承,尺寸:dDB=5510021，軸肩damin=64mm 故dIII-IV=dVI-VII=55mm,lV

9、I-VII=21mm左端滾動軸承采用縐件進行軸向定位,右端滾動軸承采用套筒定位.2.2.3 取安裝齒輪處軸段IV的直徑：dIV-V=60mm，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為75mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故?。簂IV-V=73mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度h0.07d=0.0755,取h=4mm則軸環(huán)處的直徑11 / 21單級圓柱齒輪減速器dV-VI=60+2h=68mmdamin=65mm軸環(huán)寬度b1.4h=5.6mm取lV-VI=10mmdV-VIDa=91mm即軸肩處軸徑小于軸承內(nèi)圈外徑,便于拆卸軸承。2.2.4 軸承端蓋的總

10、寬度為：20mm,?。簂II-III=70mm.2.2.5 取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:a=10mm.lIII-IV=21+a+(75-72)=34mm,lVI-VII=21mm.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.2.3 軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接按dIV-V=72mm查手冊P53表4-1,得:平鍵截面bh=2012,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:63mm.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;H76,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為:bhl=14970,半聯(lián)軸器與軸的配合H為:7. 6滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的

11、直徑尺寸公差為:m6.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸,參照課本P228表11.2,取軸端倒角為:1.645 ,各軸肩處圓角半徑:I-II段左端取R1.6,其余取R2,VI-VII處軸肩定位軸承,軸承圓角半徑應(yīng)大于過渡圓角半徑,由手冊ras=2.0,故取VI-VII段為R1.6.2.5 求軸上的載荷在確定軸承的支點位置時,查手冊P75表6-7,軸承30211型,取a=21因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距L2+L3=49+132,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.2.6 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度.12 / 21單級圓柱齒輪減速器2.6.1

12、 作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d2=341.985mm,T2=524.917Nm，F(xiàn)T2t=2d=3070N2F=Ftannrtcos=1137NFa=Fttan=582N.2.6.2 求作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力RH1+RH2=Ft,Ft47=RH2(47+49), Ft=3070N.RH1=1583N,RH2=1487N. 垂直面內(nèi)支反力13 / 21單級圓柱齒輪減速器Rv1-Rr+Rv2=0,Rv196-Fr49+Ma=0,. Fad2F=1137N,M=99518Nmmra2Rv1=-450N,Rv2=1587N.2.6.3 作出彎矩圖分別計算水平面和垂直

13、面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩.MH=Ftl2l3=73608N,l2+l3 Mv2=Rv2l2=78557Nmm,Mv1=Mv2-Ma=-20961Nmm.由M=MH+Mv計算總彎矩 22M1=736082+(-20961)=76534Nmm,2M2=73608+78557=107654Nmm.2.6.4 作出扭矩圖 22T2=0.6524917=314950.2Nmm.2.6.5 作出計算彎矩圖Mca1=M1=76534NmmMca2=+314950.2=332840Nmm22.2.6.6 校核軸的強度對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核.ca=由表11.5 Mca-1b, Wbt(d-t),

14、W=-322dd32由表4-1,取t=7.5,計算得:W=29488.7,得332840ca=11.3MPaS=1.5故可知其安全.2.7.2 截面IV左側(cè)抗彎截面模量W=0.1d3=0.1603=21600mm3.抗扭截面模量WT=0.2d3=0.2603=43200mm3.彎矩及彎曲應(yīng)力M=87413Nmm,Mb=W=8741321600=4.05MPa,扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力T22=524917Nmm,T=W=524917=12.15MPa, T43200過盈配合處的kk=3.16,由k.8k值:=2.53. =0,得:k軸按磨削加工,由圖1.19,取表面狀態(tài)系數(shù)為:=0.92. 故得綜合系數(shù)

15、K=k+116+1-1=3.0.92-1=3.25,Kk1=+-1=2.53+10.92-1=2.62.所以在截面IV右側(cè)的安全系數(shù)16 / 21單級圓柱齒輪減速器-1275=20.89, K+m3.254.05+0.10-1155=16.22. 12.12.K+m2.62+0.05SSS+S22S=S=Sca=20.8916.2220.89+16.2222=12.81S=1.5.故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的.3. 確定輸入軸的各段直徑和長度七、軸承的選擇及計算1. 軸承的選擇：軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（GB/T 297-1994） 軸承2：單列圓錐滾子軸承30207（GB/T

16、297-1994）17 / 21單級圓柱齒輪減速器2. 校核軸承：圓錐滾子軸承30211，查手冊：Cr=90.8KN,Cor=115KN 由表8.6，取f22P=1.0,R=Rv+RH R1=R22v1+RH1=-450)2+15832=1646N R=R222148722V2+RH2=+=2175N由表8.5查得：單列圓錐滾子軸承ARe時的y值為：0.4cot15 =1.5. 由表8.7得：軸承的派生軸向力SR116461=2y=21.5=549NSR22=2y=217521.5=725N.因S1+FaS2，故1為松邊， 作用在軸承上的總的軸向力A1=S1=549N,A2=S2+Fa=725

17、+582=1307N.查表6-7，得:30211型e=0.4,A1R=549=0.33e22175得x2=0.4,y2=0.40cot=1.5.計算當量動載荷P1=1.0(11646)=1646N,P2=1.0(0.41646+1.52175)=3920.9P1.計算軸承壽命6L=10ch60n p18 / 21單級圓柱齒輪減速器取=10. 390.81010 Lh= 63=7722460hLh=20000h . 106076.43920.9八、鍵的選擇和計算1.輸入軸：鍵87，GB 1090-2003，A型.2.大齒輪：鍵1811，GB 1090-2003，A型.3.輸出軸：鍵149，GB 1090-2003，A型. 查表3.1， 4TP=100-120MPa,式3.1得強度條件:dhlP,l=L-b.校核鍵1：T4920330=4dhl=25736-8=75.13MPaP; 鍵2：4T0=dhl=4524917601163-18=70.70MPaP;鍵3：4T0=dhl=450927445970-14=89.81MPaP.所有鍵均符合要求。九、聯(lián)軸器的選擇選擇聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器 型號為：LX3型聯(lián)軸器ZC48112JB45112(GB5014-2003)公稱轉(zhuǎn)矩:T=1250Nm,許