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一级直齿圆柱齿轮传动系统设计说明
标签： 欢迎同学和同仁指正 分类： 工作感悟 2008-04-28 11:23
《机械设计课程设计》说明书 目 录
一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….2 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5 五、传动零件的设计计算………………………………….….6 六、轴的设计计算………………………………………….....12 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…18 八、键联接的选择及计算………..……………………………22 九、设计小结…………………………………………………..23 十、参考资料目录……………………………………………..23 计算过程及计算说明 结 果 一、传动方案拟定 题目：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1）工作条件：长期连续单向运转，使用年限8年，每天工作12小时，载F=1500N V=2.0m/s 荷平稳，环境要求清洁。 D=500mm （2）原始数据：输送带拉力F=1500N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm。 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（工作要求：连续工作机器） 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率：（查指导书附表2.2） η总=η带×η2齿轮轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒轴承×η滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.98×0.96=0.850 n滚筒=76.39r/min (2) 电机所需的工作功率： P d =FV/1000η总=1500×2.0/1000×0.850=3.53KW η总=0.850 Pd=3.53KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×500=76.39r/min 按指导书P7表2.1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Ia=3~6。取V带传动比I1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为nd=I’a×n筒=（6~24） ×76.39=458.34~1833.36r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。 根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术 参数及传动比的比较情况见下表： 表2.1 传动比方案 -------------
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传动装置的传动 电动机转速（r/min） 电动机型号 传动比方电动机型比 额定功率（KW） 案 号 同步 满载 总传 V带 减速Y112M-4 Ped=4KW 转速 转速 动比 传动 器 n电动1 Y160M1-8 4 750 720 9.42 2.36 4 =1440r/min 2 Y132M1-6 4 1000 960 12.57 2.51 5 3 Y112M-4 4 1500 1440 18.85 3.77 5 4、确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可 i总=18.85 知方案3比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便i齿轮=5 i带=3.77 于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为Ped =4KW， 满载转速n电动=1440r/min。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.85 nI=381.96r/min 2、分配各级传动比 （1） 据指导书P7表2.1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取nII=76.39r/min nIII=76.39r/min 3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜） （2） ∵i总=i齿轮×i带 ∴i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.77 PI=3.39KW 四、运动参数及动力参数计算 PII=3.26KW 1、计算各轴转速（r/min） PIII=3.19KW nI=n电动/ i带=1440/3.77=381.96r/min nII=nI/ i齿轮=381.96/5=76.39r/min Td=23.41Nmm nIII=nII =76.39r/min TI=84.76N·mm 2、 计算各轴的功率（KW） TII=407.55N·mPI=Pd×η带=3.53×0.96=3.39KW m PII=PI×η齿轮轴承×η齿轮=3.39×0.99×0.97=3.26KW TIII=398.80N·mPIII=PII×η齿轮轴承×η联轴器=3.26×0.99×0.99 =3.19KW m 3计算各轴扭矩（N·mm） Td = 9550×Pd / n电动= 9550×3.53/1440 =23.41 N·mm TI=9550×PI/nI=9550×3.39/381.96=84.76N·mm 选用A型V带 TII=9550×PII/nII=9550×3.26/76.39 =407.55N·mm TIII=9550×PIII/nIII=9550×3.19/76.39 =398.80N·mm dd1=125mm 五、传动零件的设计计算 dd2=450mm 1、皮带轮传动的设计计算 i带实（1）选择普通V选带截型 =450/125=3.6 由课本P104表8-4得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×4=4.8KW 由课本P104图8-11得：选用A型V带 V=9.42m/s （2）确定带轮基准直径，并验算带速 需反复调整dd1由课本P104表8-5和表8-6得，取dd1=125mm>dmin=75 值使系统误差 dd2=n1/n2·dd1=1440/381.96×125=471.25mm 小于±5%，另外由课本P104表8-6，取dd2=450mm -------------
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实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×125/450=400r/min 如果齿轮传动转速误差为：n2-n2’/n2=381.96-400/381.96 =-0.047<-0.05(允许) 比不是整数，系带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×125×1440/60×1000 =9.42m/s。在5~25m/s范统误差校验需围内，带速合适。 在调整齿轮误（3）确定带长和中心矩 差后进行。 根据课本P105式（8-12）得 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7(125+450)≤a0≤2(125+450) 所以有：402.5mm≤a0≤1150mm，取a0=600mm 由课本P105式（8-13）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×600+1.57(125＋450)+(450－125)2/4×600 =2147mm 根据课本P100表8-2取Ld=2000mm Ld=2000mm 根据课本P105式（8-14）得： a≈a0+Ld-L0/2=600＋2000－2147/2 =600－73.5 =562mm a≈562mm (4)验算小带轮包角 α1=1800－（dd2－dd1））/a×57.30 =1800－33.10 =146.90>1200（适用） α1=146.90 （5）确定带的根数 根据课本P1=1.91KW △P1=0.17KW Kα=0.91 KL=1.03得 Z= PC/(P1+△P1)KαKL =4.8/(1.91+0.17) ×0.91×1.03 =2.46 取Z=3 查表须用插值(6)计算轴上压力 法 Z=3 由课本表8-1 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα－1）+qV2=[500×4.8/3×9.42×(2.5/0.91-1)+0.1×9.422]N =157.24N F0=157.24N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×157.24sin146.9/2 =904.35N FQ=904.35N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级和齿数 考虑减速器传递功率不大，按课本P142表10-8及10-9选，以齿轮采用 软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢， 正火，齿面硬度225HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm。取小齿轮齿数Z1=29。则大齿轮齿数： i齿=5 Z1=29 Z2= i齿Z1=5×29=145 Z2=145 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由课本P147式（10-24）d1≥766ξE【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3 确定有关参数如下：传动比i齿=u=5 u=5 由表10-12 取φd=0.9 φd=0.9 转矩T1 T1=9550×P1/n1=9550×3.39/400 =80.94N·m 载荷系数k 由课本P144 取k=1.4 n1=1440/ i带实=400 r/min 齿轮副材料对传动尺寸的影响系数ξE 查表10-11取ξE=1 T1=80.94N·m 许用接触应力σHP，由课本P150图10-33查得： σHlim1=690Mpa σHlim2=580Mpa k=1.4 [σHP1]=0.9σHlim1=621Mpa [σHP2]=0.9σHlim2=522Mpa ξE=1 -------------
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取[σHP]=522Mpa [σHP]=522Mpa 故得： d1≥766ξE【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3 =766×1×[1.4×80.94×(5+1)/0.9×5×5222]1/3mm =62.93mm d1≥62.93mm （3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 模数：m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm m=2.5mm 根据课本P130表10-2 取标准模数：m=2.5mm 分度圆直径d1=mZ1=2.5×29=72.5mm d2=mZ2=2.5×145=362.5mm d1= 72.5mm d2= 362.5mm 传动中心距 a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(29+145)=217.5mm a=217.5mm 齿宽 b2=b=φd×d1=0.9×72.5=65mm b2=65mm b1=b2+（5～10）mm=70mm 验算齿轮圆周速度 V齿=πd1n1/60×1000=3.14×72.5×400/60×1000=1.52m/s b1=70mm 由表10-7选齿轮传动精度等级7级合宜 V齿=1.52m/s (4)校核齿根弯曲疲劳强度 由课本P148式（10-26）得 σF=(2000kT1/bm2Z1)YFS≤[σFP] 确定有关参数和系数 许用弯曲应力[σFP] 由课本P150图10-34查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =230Mpa [σFP1]= 1.4σFlim1 =406Mpa [σFP2]= 1.4σFlim2 =322Mpa [σFP1]= 复合齿形系数YFS 由P149图10-32查得 YFS1=4.06 YFS2=3.95 406Mpa [σFP2]= 计算两轮的许用弯曲应力 σF1=(2000kT1/bm2Z1)YFS1 =（2000×1.4×84.28/70×2.52×29）322Mpa ×4.06Mpa=75.51Mpa σF2=σF1YFS2/ YFS1 =75.51×3.95/4.06Mpa=73.47Mpa σF1=75.51Mpa ＜[σFP1] σF1=73.47Mpa六、轴的设计计算 1）输入轴的设计计算 ＜[σFP2] 1、选择轴的材料，确定许用应力 弯曲应力校验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45#正火符合要求 钢，硬度170~217HBS，抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=55Mpa 2、估算轴的基本直径 根据课本P225式13-1，并查表13-3，取A=110 d≥A (PI/ n1)1/3=110 (3.39/400)1/3mm=22.4mm σb=590Mpa σ-1=255Mpa 考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=22.4×(1+5%)mm=23.5mm [σ-1]=55Mpa ∴由课本P214表13-4选d1=24mm 3、轴的结构设计 d1=24mm -------------
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d1=24mm L1=70mm d2=30mm 转入轴承选择 （1）轴上零件的定位，固定和装配 计算 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，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴 承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端 轴承实现轴向定位。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。 L2=90mm （2）确定轴各段直径和长度 工段：d1=24mm 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=70mm d3=36mm（d3∵h=（2～3）c 查指导书附表2.5取c=1.5mm ＜ d1= II段:d2=d1+2h=24+2×（2～3）×1.5=30～33mm 72.5mm。故可∴d2=30mm 以设计成分开初选用6006型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为13mm。（转入输入轴轴式结构） L3=68mm 承选择计算） 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d4=42mm 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L4=20mm 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d5=36mm d6=30mm 宽度小2mm,故II段长： L6=13mm L2=（2+20+13+55）=90mm L=123mm III段直径d3=d2+2h=30+2×（2～3）×1.5=36～39mm 取d3=36mm L3=b1-2=70-2=68mm d1=72.5mm Ⅳ段直径d4= d3=d2+2h=36+2×（2～3）×1.5=42～45mm 取d4=42mm T1=80940N·m长度与右面的套筒相同，即L4=20mm 考虑此段滚动轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附m 表6.2得安装尺寸da=36mm，该段直径应取：d5=36mm。因此将Ⅳ段设计成Ft=2232.83N 阶梯形，右段直径为36mm。 -------------