一级圆柱齿轮减速器计算说明书

课程设计说明书一、电动机的选择： 1.选择电动机的类型：按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封锁式结构，电压380V ，Y 系列斜闭式自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。

（手册P167） 选择电动机容量 ：滚筒转速：min 39.7635.0*14.34.1*60**60r D v n ===πω负载功率:92.31000/4.1*28001000/===FV P w KW电动机所需的功率为：kw awd p p η=（其中：d p 为电动机功率，w p 为负载功率，a η为总效率。

）2.电动机功率选择：()8499.096.099.097.098.096.022=⨯⨯⨯⨯=⨯⨯⨯⨯=含轴承滚筒联轴器齿轮轴承带总ηηηηηη折算到电动机的功率为:kw 6.40.84993.92===a w d p p η 3.确信电动机型号：按指导书7P 表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为:632-='i .取V 带传动比422-='i ，那么总传动比理论范围为246-='a i ，故电动机转速的可选范围为()min183345839.76246rn i n a a -=⨯-=⨯'='筒符合这一范围的同步转速有750,1000和1500minr查手册167P 表112-的：选定电动机类型为：62132-M Y 其要紧性能：额定功率：KW 5.5,满载转速: min960r，额定转速: 0.2,质量: kg 84二、确信传动装置的总传动比和分派传动比 1.减速器的总传动比为：57.1239.76960===n n i m a 二、分派传动装置传动比：按手册7P 表1，取开式圆柱齿轮传动比6=开i因为闭开i i i a •=,因此闭式圆锥齿轮的传动比095.2=闭i .三、运动参数及动力参数计算: 1.计算各轴的转速:I 轴转速：min 2.458095.2960ri n n mI ===带min 4.7662.458ri n n III ===齿轮2.各轴的输入功率电机轴：KW P P d Ⅰ416.496.0*6.401==⋅=η I 轴上齿轮的输入功率:KW P P I 328.498.0416.41=⨯=⨯=轴承η II 轴输入功率：KW P P Ⅱ198.497.0328.41=⨯=⋅=齿轮η 3.各轴的转矩电动机的输出转矩：m N n P T m d d ⋅=⨯==76.469606.495509550m N i T T d Ⅰ⋅=⨯⨯=⋅⋅=033.9296.0095.276.45带带η m N i T T ⅠⅡ⋅=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=917.52497.098.06033.92带轴承齿ηη四、传动零件的设计计算 1.皮带轮传动的设计计算:（1）选择一般V 带由讲义109P 表查得：工作情形系数：2.1=A K计算功率: KW p K P A C52.56.42.1=⨯=⋅=小带轮转速为：min9601rn D =由讲义109P 图可得：选用A 型V 带：小带轮直径mm D 100801-=（2）确信带轮基准直径,并验算带速 小带轮直径mm D 100801-=,参照讲义109P 表,取mm d mm D 75100min 1=>=,()mm D n n D 5.2091002.4589601212=⨯=⋅⎪⎭⎫ ⎝⎛=由讲义109P 表,取mm D 2002=实际从动轮转速:min 4802001009602112r D D n n =⨯=⋅='转速误差为:()05.0048.02.4584802.458222<-=-=⎪⎭⎫ ⎝⎛'-n n n知足运输带速度许诺误差要求. 验算带速sm n D v03.510006011=⨯=π在sm255-范围内,带速适合.(3)确信带长和中心距 由讲义110P 式得: ()()2121255.0D D a h D D +≤≤++()()200100220010055.0+≤≤++a h查讲义106P 表,得:V 带高度: mm h 0.8= 得: mm a mm 600165≤≤ 初步选取中心距:mm a 5000=由讲义101P 式得: ()()mm aD D D D a L 1476422212210=-+++=π依照讲义106P 表选取V 带的基准长度:mm L d1400=那么实际中心距:()mm L L a a d 46221476140050020=-+=-+≈(4)验算小带轮包角: 据讲义100P 式得:1206.1673.57180121>=⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛--=a D D α(适用)(5)确信带的根数: 查讲义107P 表,得:KW P 95.00=.查讲义108P 表,得:KW P 11.00=∆查讲义108P 表,得:96.0=αK .查讲义102P 表,得:96.0=L K由讲义110P 式得:()()914.496.096.011.095.08.400=⨯⨯+=⋅⋅∆+=L c K K P P P z α取5=z 根. (6)计算轴上压力 查讲义106P 表,得:mkgq10.0=由讲义110P 式,得:单根V 带适合的张紧力:N qv K ZVP F C57.17803.51.0196.05.203.5552.550015.2500220=⨯+⎪⎭⎫ ⎝⎛-⨯⨯⨯=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=α 由讲义111P 式,得:作用在带轮轴上的压力为 :N zF F Q 26.177526.167sin 57.178522sin 20=⨯⨯⨯==α二、齿轮传动的设计计算:(1)选择齿轮材料及精度品级初选大小齿轮的材料均为45钢,经调质处置,硬度为HBS 250210- 由讲义表取齿轮品级精度为7级,初选10=β(2)计算高速级齿轮 <1>查讲义133P 表得:25.1=A K取1.1,2.1,11.1===βαK K K v,863.1=⋅⋅⋅=βαK K K K K v A由讲义135P 图取,4.2=H Z ,由讲义136P 表,取8.189=E Z ,齿数教少取90.0=εZ ,取,10 =β则99.0=βZ .<2>接触疲劳许用应力 由讲义138P 图查得:MPa H H 5902lim 1lim ==δδ. 由讲义140P 表,查得:1.11lim =H S ,那么应力循环次数:()9111028.11636582.4586060⨯=⨯⨯⨯⨯=⋅⋅h L j n N99121014.261028.1⨯=⨯==齿i N N查讲义139P 图可得接触疲劳的寿命系数:121==N N Z Z ,MPa S H NH HP HP 4.5361.1limlim 21====⋅δδ. <3>计算小齿轮最小直径 计算工作转矩:m N n P T ⋅=⨯⨯=⨯⨯=902062.458328.41055.91055.961161由讲义141P 表,取:3.1=dϕ,()m mu u T K Z Z Z Z d d HP E H 70.56672.190206832.124.53699.090.08.1894.212323121=⨯⨯⨯⨯⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=+⋅⋅⋅⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅⋅⋅≥ϕδβε <4>确信中心距:()()mm i d a 45.198612699.56121=+=+≥为便于制造和测量,初定:mm a 200=. <5>选定模数n m 齿数21,Z Z 和螺旋角β 一样: 158,30171-=-=βZ ,初选:,10,201 ==βZ 则12020612=⨯=⋅=i Z Z .由()21cos 2Z Z m a n +=β得:814.214010cos 2002cos 221=⨯⨯=+=Z Z a m n β由讲义141P 表取标准模数:3=n m ,则:3.131310cos 2002cos 221=⨯⨯==+n m a Z Z β取13121=+Z Z ,那么:7.1871311211==++=i Z Z Z .取191=Z ,112191312=-=Z .齿数比:895.51911212==Z Z 与6=i 的要求比较,误差为%,可用.是:()73.109825.0cos 2cos 1211==+=--aZ Z m n β知足要求.<6>计算齿轮分度圆直径 小齿轮:mm Z m d n 015.589825.0193cos 11=⨯=⋅=β;大齿轮:mm d n 985.3419825.0cos 22===β<7>齿轮宽度mm d b d 42.75015.583.11=⨯=⋅=ϕ圆整得大齿轮宽度:mm b 752=,取小齿轮宽度:mm b 801=.<8>校核齿轮弯曲疲劳强度 查讲义139P 图,得MPa F F 2202lim 1lim ==δδ; 查讲义140P 表,得:5.1lim=F S ;查讲义139P 图得:弯曲强度寿命系数:121==N N Y Y ;()0.233.29315.10.2220minlim ==⨯⨯=⋅⋅=ST ST N F STF FP Y Y MPa Y S Y 按国标取δδ由讲义137P 表,得:80.1,54.1,16.2,85.22121====Sa Sa Fa Fa Y Y Y Y ，Z 较大()85.065.0-εY ,取90.0,80.0==βεY Y ，则:FPSa Fa n F MPa Y Y Y Y m d b KT δδβε<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=⋅⋅⋅⋅⋅=608.7790.080.054.185.23015.587090206832.12211111FP Sa Fa Sa Fa F F Y Y Y Y δδδ<=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=749.6854.185.280.116.2608.77112212，因此两齿轮齿根弯曲疲劳强度知足要求,此种设计合理.〈9〉齿轮的大体参数如下表所示:五、轴的设计计算及校核：1.计算轴的最小直径查讲义232P 表,取:110=cI 轴:mm n P c d in 4.232.458416.4110313111Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= II 轴:mm nP c d inI 8.414.76198.4110313122Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅=取最大转矩轴进行计算,校核. 考虑有键槽,将直径增大%5,则:()mm d 89.43%518.41min =+⨯=.2.轴的结构设计 选材45钢,调质处置. 由讲义226P 表,查得:MPa MPa MPa MPa s b 355,155,640,27511====--δτδδ.由讲义233P 表查得:[]MPa b 601=-δ,mm N T ⋅=5249172.由讲义213P 式得:联轴器的计算转矩:2T K A ca ⋅=τ由讲义213P 表,查得:3.1=AK ,mm N T ca ⋅=⨯=1.6823925249173.1依照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查手册99P 表8-7,选择弹性柱销联轴器,型号为:3LX 型联轴器,其公称转矩为:m N m N ⋅>⋅917.5241250 半联轴器I 的孔径:mm d I45=,故取:mm d 451=.半联轴器长度mm L 112=,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:mm L I 84=.(1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中能够将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称散布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确信轴各段直径和长度<1>II I -段:为了知足半联轴器的轴向定位要求,II I -轴段右端需制出一轴肩,故取III II -段的直径mm d III II 52=-,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径mm d 55=,半联轴器与轴配合的毂孔长度:mm L 841=,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取:mm L III 82=-.<2>初步选择转动轴承,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,应选用蛋列圆锥滚子轴承,参照工作要求并依照:mm d IIIII 52=-.由手册75P 表76-选取30211型轴承,尺寸:2110055⨯⨯=⨯⨯B D d ，轴肩mm d a 64min =故mm l mm d d VII VI VII VI IV III 21,55===---，左端转动轴承采纳绉件进行轴向定位,右端转动轴承采纳套筒定位.<3>取安装齿轮处轴段IV 的直径：mm d VIV 60=-，齿轮右端与右轴承之间采纳套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为mm 75,为了使套筒端面靠得住地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：mm l V IV 73=-,齿轮右端采纳轴肩定位,轴肩高度5507.007.0⨯=>d h ,取mm h 4=,那么轴环处的直径：mm d mm h d a VI V 6568260min =>=+=-，轴环宽度：mm h b 6.54.1=≥,取mm l VI V 10=-，mm D d a VI V 91=<-，即轴肩处轴径小于轴承内圈外径,便于拆卸轴承.<4>轴承端盖的总宽度为：mm 20,取：mm l III II 70=-.<5>取齿轮距箱体内壁距离为:mm a 10=.()mm a l IV III 34727521=-++=-,mm l VII VI 21=-.至此,已初步确信了轴的各段直径和长度. (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纳平键联接 按mm d VIV 72=-查手册53P 表4-1,得:平键截面1220⨯=⨯h b ,键槽用键槽铣刀加工,长为:mm 63.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,应选择齿轮轮毂与轴的配合为;67n H ,半联轴器与轴的联接,选用平键为:70914⨯⨯=⨯⨯l h b ,半联轴器与轴的配合为:67k H .转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:6m . (4)确信轴上圆角和倒角尺寸,参照讲义228P 表,取轴端倒角为:456.1⨯,各轴肩处圆角半径:II I -段左端取6.1R ,其余取2R ,VII VI -处轴肩定位轴承,轴承圆角半径应大于过渡圆角半径,由手册0.2=as r ,故取VII VI -段为6.1R .(5)求轴上的载荷在确信轴承的支点位置时,查手册75P 表6-7,轴承30211型,取21=a 因此,作为简支梁的轴的支撑跨距1324932+=+L L ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度.<1>作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为:m N T mm d ⋅==917.524,985.34122，得：N d T F t 3070985.34110917.52422322=⨯⨯==，N F F n t r 113773.10cos 20tan 3070cos tan =⨯=⋅=βα，N F F t a 58273.10tan 3070tan =⨯=⋅= β.<2>求作用于轴上的支反力水平面内支反力:(),.3070494747,221⎪⎩⎪⎨⎧=+=⨯=+N F R F F R R t H t t H H.1487,158321N R N R H H ==⇒垂直面内支反力:.995182,1137,04996,02121⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⋅=⋅===+⨯-⨯=+-m m N d F M N F M F R R R R a ar a r v v r v.1587,45021N R N R v v =-=⇒<3>作出弯矩图别离计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩..20961,78557,73608212223232mm N M M M mm N l R M N l l l l F M a v v v v t H ⋅-=-=⋅===+⋅⋅=计算总弯矩:22v H M M M +=().1076547855773608,765342096173608222221mm N M mm N M ⋅=+=⋅=-+=<4>作出扭矩图:mm N T ⋅=⨯=2.3149505249176.02α.<5>作出计算弯矩图:()22T M M ca α+=,mm N M mm N M M ca ca ⋅=+=⋅==3328402.314950107654,7653422211.<6>校核轴的强度对轴上经受最大计算弯矩的截面的强度进行校核. 由讲义232P 式,得:[]b caca WM 1-≤=δδ, 由讲义233P 表,得:()dt d bt d W 23223--=π, 由手册53P 表4-1,取5.7=t ,计算得:7.29488=W , 得:[],603.117.294883328401MPa MPa b ca =<==-δδ故平安.(7)精准校核轴的疲劳强度 校核该轴截面IV 左右双侧.<1>截面IV 右边:由讲义233P 表,得:抗弯截面模量:3335.16637551.01.0mm d W =⨯==, 抗扭截面模量:33333275552.02.0mm d W T=⨯==,截面IV 右边的弯矩:mm N M ⋅=-⨯=87413493649332840, 截面IV 世上的扭矩为:mm N T ⋅=5249172, 截面上的弯曲应力:MPa W M b 25.55.1663787413===δ, 街面上行的扭转切应力:MPa W T T T 78.15332755249172===τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数δα及τα,由讲义23P 图,查得:,09.15560,036.0550.2====d D d r 得:.31.1,0.2==τδαα 由讲义23P 图,查得:材料的敏性系数为:,85.0,82.0==τδαq 故有效应力集中系数为:()()()()26.1131.185.0111,82.110.282.0111=-⨯+=-+==-⨯+=-+=τττδδδααq k q k 由讲义24P 图,取:尺寸系数68.0=δε;扭转尺寸系数:82.0=τε. 按磨削加工,由讲义24P 图,取表面状态系数:92.0==τδββ. 轴未经表面强化处置,即:1=qβ.计算综合系数值为: 62.1192.0182.026.111,76.2192.0168.082.111=-+=-+==-+=-+=ττττδδδδβεβεk K k K . 由讲义第一章取材料特性系数:05.0,1.0==τδϕϕ. 计算平安系数ca S :由讲义233P 式,得:98.1801.025.576.22751=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ, 76.11278.1505.0278.1562.11551=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S τϕττταττ. 由讲义234P 表,取疲劳强度的许用平安系数:5.1=S .5.11.1576.1198.1876.1198.182222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ,故可知其平安.<2>截面IV 左侧抗弯截面模量为:33321600601.01.0mm d W =⨯=⨯=. 抗扭截面模量为:33343200602.02.0mm d W T =⨯==.弯矩及弯曲应力为:MPa W M mm N M b 05.42160087413,87413===⋅=δ, 扭矩及扭转切应力为:MPa W T mm N T T 15.1243200524917,52491722===⋅=ττ, 过盈配合处的δδεk 值:16.3=δδεk ,由δδττεεk k ⨯=8.0,得:53.2=ττεk .轴按磨削加工,由讲义24P 图,取表面状态系数为:92.0==τδββ. 故得综合系数为：25.3192.0116.311=-+=-+=δδδδβεk K , 62.2192.0153.211=-+=-+=ττττβεk K . 因此在截面IV 右边的平安系数为：89.2001.005.425.32751=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ, 22.16215.1205.0215.1262.21551=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S τϕττταττ. 5.181.1222.1689.2022.1689.202222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ.故该轴在截面右边的强度也是足够的.六. 轴承的选择及计算1.轴承的选择：轴承1：单列圆锥滚子轴承30211（GB/T 297-1994）轴承2：单列圆锥滚子轴承30207（GB/T 297-1994）2.校核轴承：圆锥滚子轴承30211，查手册：KN C KN C or r115,8.90== 由讲义177P 表，取22,0.1H v P R R R f +==()NR R R N R R R H V H v 2175148715871646158345022222222221211=+=+==+-=+=由讲义176P 表，查得：单列圆锥滚子轴承e RA >时的y 值为：5.115cot 4.0= . 由讲义178P 表，得：轴承的派生轴向力：N y R S 5495.121646211=⨯==,N y R S 7255.122175222=⨯==. 因21S F S a >+，故1为松边，作用在轴承上的总的轴向力为：N F S A N S A a 1307582725,5492211=+=+===.查手册75P 表6-7，得:30211型 4.0=e ,e R A <==33.0164654911. 由讲义176P 表，查得：0,111==y x ,e R A >==6.02175130722,得:5.1cot 40.0,4.022===αy x . 计算当量动载荷：()N P 1646164610.11=⨯⨯=, ()129.392021755.116464.00.1P P >=⨯+⨯⨯=. 计算轴承寿命，由讲义175P 式，得：,60106ε⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛=p c n L h 取:310=ε. 那么：h L h L h h 2000077224609.3920108.904.76601031036='>>=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯= .七.键的选择和计算1.输入轴：键78⨯，T GB 20031090-，A 型.2.大齿轮：键1118⨯，GB20031090-，A 型.3.输出轴：键914⨯，GB20031090-，A 型. 查讲义77P 表，[]MPa P 120100-=δ,式得强度条件:[]b L l dhl T P -=≤,4δ. 校核键1：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==13.7583672592033440; 键2：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==70.7018631160524917440; 键3：()[]P MPa dhl T δδ<=-⨯⨯⨯==81.891470945509274440. 所有键均符合要求.八.联轴器的选择选择I 轴与电动机联轴器为弹性柱销联轴器型号为：2LX 型联轴器:()2003501462256228-⨯⨯T GB JB ZC 公称转矩:,560m N T ⋅=许用转速:,min 6300rn =质量:kg 5.选择II 轴与III 轴联轴器为弹性柱销联轴器 型号为：3LX 型联轴器:()200350141124511248-⨯⨯T GB JB ZC 公称转矩:,1250m N T ⋅=许用转速:,min 4700r n =质量:kg 8. 九.减数器的润滑方式和密封类型的选择1、 减数器的润滑方式：飞溅润滑方式2、 选择润滑油：工业闭式齿轮油（GB5903-95）中的一种。