一级直齿圆柱齿轮减速器设计1

1计算过程及计算说明一、传动方案拟定工作条件：运输机工作平稳，单向运转，载荷大致平稳。输送带允许误差4％，减速器工作寿命不低于36000小时，滚筒效率0.95（包括滚筒与轴承的效率损失）.原始数据：运输带拉力F=2200N；输送带速度V=1.25m/s；滚筒直径D=320mm。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，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/（1000η总）=6500×1.0/（1000×0.85）=7.6KWη总=0.85Pd=7.6KW23、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.0/（π×400）=48r/min按手册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Ic=3~6。取V带传动比Iv=2~4，则总传动比理时范围为I总=6~24。故电动机转速的可选范围为nd=I总×n筒nd=（6~24）×48=288~1152r/min符合这一范围的推荐同步转速有750r/min和1000r/min两种，综合考虑，电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置的结构紧凑，决定选用n滚筒=48r/min3同步转速为1000r/min的电动机。4、确定电动机型号根据以上表选用的电动机类型，容量和转速：故选择电动机型号Y160M-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。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=970/48，i总=20.22、分配各级伟动比（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单极减速器I’1=3~6合理）（2）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=20.2/6=3.37四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电机=970r/minnI=n电机/i带=970/3.37=288(r/min)电动机型号Y160M－6i总=12.86据手册得i齿轮=6i带=3.37n=970r/minnI=288r/minnII=48r/min4nII=nI/i齿轮=288/6=48(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PⅠ=P工作=7.6KWPⅡ=PⅠ×η带=7.6×0.96=7.296PⅢ=PⅡ×η轴承η齿轮=7.296×0.98×0.97=6.94KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TⅠ=9550×PⅠ/n电机=9550×7.6/970=74.8N.mTⅡ=9550×PⅡ/nI=9550×7.296/288=242N·mTⅢ=9550×PⅢ/nII=9550×6.94/48=1380.8N.m五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.2Pca=KAPd=1.2×7.6=9.12KW2.选择V带的带型根据Pca、n电机由课本图8-10得：选用B型3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，PI=7.6KWPII=7.296KWPⅢ=6.94KWTI=74800N.mmTII=242000N.mmTⅢ=1380800N.mm5取小带轮的基准直径dd1=125mm。2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度v=πdd1n电机/（60×1000）=π×125×970/（60×1000）=6.35m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=dd1·n1/n2=970×125/288=421mm由课本表8-8，圆整为dd2=450mm实际从动轮转速n2’=n1d1/d2=970×125/450=279.4转速误差为：n2-n2’/n2=(288-279.4)/288=0.0290.054.确定带长和中心矩1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2×500+3.14×（125+450）/2+（450-125）2/（4×500）≈1955.56mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=1800mm按课本式（8-23）实际中心距a。a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1800-1955.56）/2=422mm带速V=6.35m/sdd1=125mmdd2=450mmLd=1800mm取a0=500α1=135.9065.验算小带轮上的包角α1α1=1800-（dd2-dd1）×57.30/a=1800-（450-125）×57.30/422=135.90900（适用）1.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=125mm和n电机=970r/min根据课本表8-4a得P0=1.64KW根据n电机=960r/min，i带=3.37和B型带，查课本表（8-4b）得△P0=0.30KW根据课本表8-5得Ka=0.88根据课本表8-2得KL=0.95，于是Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（1.64+0.30）×0.95×0.88=1.62kw2)计算V带的根数z。z=PCa/Pr=9.12/1.62=5.6圆整为6根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以：(F0)min=500（2.5-Ka）PCa/Kazv+qV2Z=6(F0)min=181.1N7=[500×（2.5-0.88）×9.12/（0.88×6×6.35）+0.18×6.352]N=181.1N应使带的实际初拉力F0(F0)min。2.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin（α1/2）=2×3×181.1×sin（135.9°/2）=1007.1N综上可知带传动的设计参数如下：选用B型V带传动比i带=3.37带数Z=6带速：v=6.35m/s基准直径：dd1=125mm，dd2=450mm2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调制），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS。（Fp）min=1007.1NZ1=21Z2=15183）选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=20×6=120为了使各个相啮合齿对磨损均匀，传动平稳，z2和z1一般互为质数。所以取小齿轮齿数为21，大齿轮齿数为151。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.32）计算小齿轮传递的转矩T1=95.5×105×P/nI=95.5×105×7.6/288=25201N·mm3)由课本表10-7选取齿款系数φd=14)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLN1=60nIjLh=60×288×1×36000=6.22×108N2=NL1/i齿=6.22×108/6=1.04×108αHlimZ1=600MpaαHlimZ2=550MpaN1=6.22×108N2=1.04×108KHN1=0.92KHN2=0.9797）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92KHN2=0.978）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0则：[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.92×600/1.0Mpa=552Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.97×550/1.0Mpa=533.5Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[σH]较小的值dd1≥2.32(KtT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3=2.32×[1.3×3.2828×104×（6+1）×189.82/(6×533.52)]1/3=42.85mm2)计算圆周速度v。v=πdd1nI/（60×1000）=3.14×42.85×288/（60×1000）=0.65m/s因为Ｖ＜６m/s，故取８级精度合适。3）计算齿宽b。b=φdd1t=1×42.85mm=42.85mm[σH]1=552Mpa[σH]2=533.5Mpadd1=42.85mmV=0.65m/sb=42.85mm104）计算齿宽与齿高之比b/h。模数：mt=d1t/Z1=42.85/21=2.04mm齿高：h=2.25mt=2.25×2.04=4.59mmb/h=42.85/4.59=9.335）计算载荷系数。根据v=0.65m/s，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1直齿轮，KHa=KFa=1由课本表10-2查得KA=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.448由b/h=9.33，KHβ=1.448查课本图10-13得KFβ=1.35：故载荷系数K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.06×1×1.448=1.5356)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1=d1t(K/Kt)1/3=42.85×(1.535/1.3)1/3=40.5mm7)计算模数m：m=d1/z1=40.5/21=1.93mmb/h=9.33d1=40.5mmm=1.93mm113.按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)]1/3（1）确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.92KFN2=0.983)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得[σF]1=KFN1σFE1/S=0.92×500/1.4=328.57MPa[σF]2=KFN2σFE2/S=0.98×380/1.4=266MPa4)计算载荷系数KK=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.06×1×1.35=1.4315)取齿形系数。由课本表10-5查得YFa1=2.80YFa2=2.146）查取应力校正系数由课本表10-5查得YSa1=1.55YSa2=1.837）计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]YFa1YSa1/[σF]1=2.80×1.55/328.57=0.0132YFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.8312YFa2YSa2/[σF]2=2.14×1.83/266=0.01472大齿轮的数值大。8)设计计算m≥[2×1.431×18020×0.01472/(1×212)]1/3=1.198mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.198并就近圆整为标准值m=1.25mm，按接触强度的的分度圆直径d1=40.85mm，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=40.85/1.25=32.68mm大齿轮的齿数z2=6×33=198取z2=198这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=33×1.25=41