單級齒輪傳動系統(tǒng)

1、 目錄一、 確定傳動方案二、 選擇電動機 (1)選擇電動機。(2)計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比。(3)計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。三、 傳動零件的設計計算(1)普通V帶傳動(2)圓柱齒輪設計四、 低速軸的結構設計(1)軸的結構設計(2)確定各軸段的尺寸(3)確定聯(lián)軸器的尺寸(4)按扭轉和彎曲組合進行強度校核五、 高速軸的機構設計六、 鍵的選擇及強度校核七、 選擇軸承及計算軸承的壽命八、 選擇軸承潤滑與密封方式九、 箱體及附件的設計(1)箱體的選擇(2)選擇軸承端蓋(3)確定檢查孔與孔蓋(4)通氣孔(5)油標裝置(6)螺塞(7)定位銷(8)起吊裝置十、 設計小結十一、參考書目一、

2、確定齒輪傳動方案 二、選擇電動機（1）選擇電動機（2）計算傳動裝置的總傳動比（3）計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)三、傳動零件的設計和計算（1）普通V帶傳動（2）圓柱齒輪設計 1）選擇齒輪材料2）按齒面接觸疲勞強度條件計算小齒輪直徑d13）齒輪的主要參數(shù)和計算幾何尺寸4）校核輪齒彎曲疲勞強度5）驗算齒輪的圓周速度四、低速軸的結構設計五、高速軸的設計六鍵的選擇及強度校核七、選擇軸承及校核軸承八、選擇軸承潤滑及密封方式九、箱體及附近的設計（1）箱體的選擇（2）選擇軸承端蓋（3）確定檢查孔與孔蓋（4）通氣器（5）油標裝置（6）螺螺塞（7）定位銷（8）起吊裝十、設設計小結十一、參考書目錄機械傳動裝置一

3、般由原動機、傳動裝置、工作機和機架四部分組成。單機圓柱齒輪減速器由帶輪和齒輪傳動組成，根據(jù)各種傳動的特點，帶傳動安排在高速級，齒輪傳動放在低速級。傳動裝置的布置如圖A-1所示Fw(N)Vw(m/s)Dw(mm)w(%)24502.33600.961)選擇電動機類型和結構形式 根據(jù)工作要求和條件，選用一般用途的Y系列三相異步電動機，結構為臥室封閉結構 2）確定電動機功率 工作機所需的功率Pw（kW）按下式計算 電動機所需功率按下式計算 式中，為電動機到滾筒工作軸的傳動裝置總效率，根據(jù)傳動特點，由表2-4查的：帶傳動=0.96,一對滾動軸承軸承=0.99，彈性聯(lián)軸器聯(lián)軸器=0.99，一對齒輪傳動齒

4、輪=0.97，因此總效率為 確定電動機額定功率Pm（kW），使Pm=（11.3）xP0 =6.49x（11.3） =6.498.44查表2-1，取Pm=7.5(kW)3）確定電動機轉速工作機卷筒軸的轉速nw為nw=60x1000 Vw/3.14D =60X1000X2.3/3.14x360 =122.08r/min取V帶傳動的傳動比 i帶=24一級齒輪減速器i齒輪=35傳動裝置的總傳動比i總=620故電動機的轉速可取范圍為 nm=i總nw=（620）x122.08=732.48r/min2441.6r/min選擇同步轉速為1500r/m的Y系列電動機Y132M-4，其中nm=1440r/min

5、電動機的參數(shù)見表A-1型號額定功率/kW滿載轉速/rmin-1額定轉矩最大轉矩Y132M-47.514402.22.2(1)傳動裝置的總傳動比為 i總= nm/nw=1440/122.08=11.802)分配各級傳動比為了符合各種傳動形式的工作特點和結構緊湊，必須是各級傳動比都在各自的合理范圍內，且使各自傳動件尺寸協(xié)調合理勻稱，傳動裝置總體尺寸緊湊，重量最小，齒輪侵油深度合理本傳動裝置有帶輪和齒輪傳動組成，因i總= i帶i齒輪，為使減速器部分設計方便，取齒輪傳動比i齒輪=4.2，則帶傳動的傳動比為 i帶=i總/i齒輪 =11.80/4.2=2.811) 各軸轉速軸 n= nm/ i帶=1440

6、/2.81=512.46r/m軸 n= n/ i齒輪=512.46/4.2=122.01r/m滾筒軸 n滾筒= n=122.01r/m2）各軸功率軸P=P00= P0帶 =6.49X0.96=6.23kW軸P=P= P齒輪軸承 =6.23x0.97x0.99 =5.98kW滾筒軸 P滾筒= P滾= P軸承聯(lián)軸器 =5.98x0.99x0.99Kw =5.86 Kw3)各軸轉速 電動機軸 T0=9.55X106 P0/ nm =9.55x106x6.49/1440Nm=43041 Nm軸T=T0i00=T0 i帶帶 =43041x2.81x0.96Nm=116107.4Nm軸T=Ti= Ti齒輪

7、齒輪軸承 =116107.4x4.2x0.97x0.99 Nm =468291.34 Nm滾筒軸 T= Ti= T軸承聯(lián)軸器 =468291.34X0.99X0.99 Nm =458972.34 Nm根據(jù)以上計算列出本傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)數(shù)據(jù)表，見表A-2參數(shù) 軸號電動機軸軸軸滾筒軸轉速n/rmin-11440512.46122.01122.01功率P/kW6.496.235.985.86轉矩T/Nm43041116107.4468291.34458972.34傳動比i2.814.21效率0.960.960.98本題目高速級采用普通V帶傳動，應根據(jù)已知的減速器參數(shù)確定帶的型號、根數(shù)和長

8、度，確定帶的傳動中心距，初拉力及張緊裝置，確定大小帶輪的直徑、材料、結構尺寸等內容 帶傳動的參數(shù)見表A-3項目P0/kWnm/ rmin-1i0參數(shù)6.4914402.81根 根據(jù)工作條件，查教材表8-9取KA=1.2PC=KA P0=1.2X6.49=7.79 Kw由nm=1440 rmin-1、PC=7.79 Kw，查教材圖8-10，確定為A型V帶由表8-10，表8-11選帶輪基準直徑，小帶輪dd1=125mm、大帶輪 dd2=(n1/n2)x dd1=(1440/512)x125=351.56mm按表8-11將dd2取標準為355mm，則實際從動輪轉速： n2=n1x( dd1/ dd2

9、)=1440x(125/355) rmin-1 =507 rmin-1轉速誤差：(507-512)/512x100%=0.975%允許4）驗算帶速V 由式8-12得 V=3.14x dd1x n1 =3.14x125x1440/60x1000 =9.42m/s5)初定中心距a0由式8-13 0.7（dd1+ dd2） a02（dd1+ dd2） 336 a01200 合適9）確定帶的根數(shù)查表8-5，用插值法求得單根V帶的基本額定功率P0=1.31kW，按A型帶和dd1查得n1=1200r/min與n1=1460r/min時，P0的值分別為1.66、1.93，當n1=1400r/minP0=1.

10、66+(1.93-1.66)/(1460-1200)x(1440-1200) =1.909kW查表8-6，用插值法求得增量功率P0=0.168kW查表8-7，用插值法求得包角系數(shù)K=0.94查表8-8，帶長修正系數(shù)kL=1.03由式8-17得 ZPc/( P0+P0) KkL =7.79/(1.909+0.168)x0.94x1.03=3.87 取Z=4帶的計算結果見表A-410）計算出拉力F0=(500 Pc/ZV)（2.5/K）-1+mv2 =(500x7.79/4x9.42)(2.5/0.94）-1+0.11x(9.42)2=173N式中m=0.11kg/m11）作用在軸上的力 由式8-

11、19得 FQ=2ZF0sin/2 =2x4x173sin158.5/2=1359.7N已知齒輪傳動的系數(shù)項目P/kWn/ rmin-1i齒輪參數(shù)6.23512.54.2減速器是閉式傳動，可以采用齒面硬度350HBS的軟齒面鋼制齒輪。該齒輪傳動無特殊要求，故可采用普通齒輪材料，根據(jù)表10-6，并考慮小齒輪的齒面硬度大于大齒輪的齒面硬度3050HBS的要求，選小齒輪的材料42SiMn,調質處理，齒面硬度217286HBS，大齒輪的材料45鋼，正火處理，齒面硬度169217HBS；選用8級精度.首先確定式10-24中各參數(shù)；查表10-8取K=1.2查表10-10取d=1u=i=4.2=9.55106

12、P/n1=9.55106x6.23/512.5Nmm=116204 Nmm查表10-9取ZE=189.8查圖10-21= 700 Mpa ，=540 Mpa查表10-11 =1由式10-25計算得= 700 Mpa ，=540 Mpa使用較小的=540 Mpa按公式10-24計算小齒輪直徑：1)確定齒輪齒數(shù)：取消齒輪Z1=30，則大齒輪Z2= Z1i=1262）確定齒輪模數(shù)：m=d1/ Z1=2.14查表10-1取標準m=2.5mm3）計算齒輪傳動中心距：a=m(Z1+ Z2)/2=150mm4)計算齒輪的幾何參數(shù)：分度圓直徑d1=m Z2=75mm,d2=m Z2=2.5x126=315,齒

13、寬b=dd1=1x75=75mm,取b2=75mm，b1=80mm。查表10-12，查取YF1=2.52，YS1=1.625，YF2=2.16，YS2=1.81查表10-22得 查表10-11取SFmin=1由式10-28計算得按式10-26驗算齒根彎曲疲勞強度根據(jù)圓周速度，查表10-7可取齒輪傳動為8級精度課程設計一般是先設計低速軸，把低速軸設計出來后根據(jù)低速軸的長度尺寸就可以確定箱體的寬度等尺寸，故先設計低速軸低速軸的參數(shù)見表A-6項目P/kWn/ rmin-1參數(shù)5.98122.011） 軸上零件的布置：對于單級減速器，低速軸上安裝一個齒輪，一個聯(lián)軸器，齒輪安裝在箱體的中間位置;兩個軸承

14、安裝在箱體的軸承座孔內，相對于齒輪對稱布置；聯(lián)軸器安裝在箱體的外面一側。為保證齒輪軸向位置，還應在齒輪和軸承之間加一個套筒2） 零件的裝拆順序軸上的主要零件是齒輪，齒輪的安裝可以從左側裝拆，也可以從右側裝拆。本題目從方便加工的角度選軸上的零件從軸的右端裝拆，之論，套筒，軸承。軸承蓋，聯(lián)軸器依次從軸的左端裝入3） 軸的結構設計為便于軸上零件的安裝，把軸設計為階梯軸，后段軸的直徑大于前端軸的直徑，低速軸的具體設計如下軸段安裝聯(lián)軸器，用鍵周向固定軸段高于軸段形成軸肩，用來定位聯(lián)軸器軸段高于軸段，方便安裝軸承軸段高于軸段，方便安裝齒輪；齒輪在軸段上用鍵周向固定軸段高于軸段形成軸環(huán)，用來定位齒輪軸段直徑

15、應該和軸段直徑相同，以使左右兩端軸承型號一致。軸段高于軸段形成軸 肩用來定位軸承；軸段高于軸段的部分取決于軸承標準軸段與軸段的高低沒有什么直接影響，只是一般的軸身連接低速軸的結構如A-2所示1）各軸段的直徑因本減速器為一般常規(guī)用減速器，軸的材料無特殊要求，故選擇45鋼，正火處理查教材知 45鋼的A=118107帶入設計公式(118107)43.1839.16mm考慮到該軸段上有一個鍵槽，故應將軸徑增大5%，d=（39.1643.18）（1+0.05）=（41.1245.34）mm查附錄F，按聯(lián)軸器標準直徑系列取d1=42mm軸段1的直徑確定為d1=42mm軸段2的直徑d2應在d1的基礎上加上兩

16、倍的定位軸肩高。這里取定位軸肩高h12=（0.070.1）d1=4mm,即d2=d1+2h12=42+24=50mm軸段3的直徑d3應在d2的基礎上增加兩倍的非定位軸肩高，但因該軸段要安裝滾動軸承，故其取直徑要與滾動軸承內徑相符合。這里去d3=d7=55mm軸段4上安裝齒輪，為安裝齒輪的方便，取h34=1.5mm，取d4=58mm軸段6的直徑d6應根據(jù)所用的軸承類型及型號查軸承標準取得，預選該軸段用6311軸承（深溝球軸承，軸承數(shù)據(jù)見附錄B），查得d6=65mm。2）各軸段的計算軸段L4與齒輪寬度有關L4略小于齒輪輪廓的寬度L齒輪-L4=23mmL齒輪=75mm，取L4=73mm軸段3的長度包

17、括三部分，再加上L4小于齒輪輪廓的數(shù)值（L齒輪-L4）=(75-73)mm=2mm），即。B為滾動軸承的寬度，查附錄B可知6311軸承的B=29mm；2為齒輪端面至箱體內壁的距離，查表5-2，通常取2=1015mm；3為滾動軸承內端面至減速器內壁的距離，軸承的潤滑方式不同3的取值不同，這里選擇潤滑方式為油潤滑，查表5-2，可取3=35mm，在此取2=15mm，3=5mm，軸段2的長度包括三部分：，其中部分為聯(lián)軸器的內端面至軸承端蓋的距離，查表5-2，通常取=1520mm。e為軸承端蓋的厚度，查表5-7（6311軸承D=120mm，d3=10mm），；m部分為軸承蓋的止口端面至軸承座孔邊緣距離，

18、此距離應按軸承蓋的結構形式、密封形式及軸承座孔的尺寸來確定，要先確定軸承座孔的寬度，軸承座孔的寬度減去軸承寬度和軸承距箱體內壁的距離就是這一部分的尺寸。軸承座孔的寬度，為下箱座壁厚，應查表5-3，這里取=8mm；c1、c2為軸承座旁連接螺栓到箱體外壁及箱邊的尺寸，應根據(jù)軸承座旁連接螺栓的直徑查表5-3，這里取軸承座旁連接螺栓Md=10mm，查表5-3得：c1=18mm、c2=14mm；為加工軸承座孔端面方便，軸承座孔的端面應高于箱體的外表面，一般可取兩者的差值為510mm；故最終的反算則軸段1安裝聯(lián)軸器，其長度L1與聯(lián)軸器的長度有關，因此先選擇聯(lián)軸器的型號和類型，才能確定L1的長度。為了補償和

19、安裝等的誤差及兩軸線的偏差，優(yōu)先考慮彈性套柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)安裝聯(lián)軸器軸段的直徑，查附錄F選聯(lián)軸器的型號為TL7，聯(lián)軸器安裝長度L=112mm，考慮到聯(lián)軸器的鏈接和固定的需要，因此取L1=110mm。軸段5的長度L5及軸環(huán)的寬度b（一般b=1.4h45），h45=5mm取L5=7mm軸段6長度L6由2、3的尺寸減去L5的尺寸來確定，軸段7的長度L7應等于或略大于滾動軸承的寬度B,B=29mm，取L7=31mm 軸的總長度低速軸軸承的支點之間的距離為(4) 按扭轉和彎曲組合進行強度效核1） 繪制軸的計算簡圖 為了計算軸的強度，應將載荷化簡處理，直齒圓柱齒輪，其受力可分解為圓周力F，徑向力F。倆端軸

20、承可化簡為一端活動鉸鏈，一端固定鉸鏈。如圖A-3b，為計算方便，選擇倆個危險截面，II，IIII,II危險截面選擇安裝齒輪的軸段中心位置，位于倆個支點的中間，距B支座的距離為144/2=72mm;IIII危險截面選擇在軸段4和軸段的截面處，距B支座的距離為。2)計算軸上的作用力 齒輪分度圓直徑為齒輪的圓周力 齒輪的徑向力 3）計算支反力及彎矩（1)計算垂直平面內的支反力及彎矩a、求支反力：對稱分布，只受一個力，故b、求垂直平面的彎矩截面：截面：（2）計算水平平面內的支反力及彎矩a、求支反力：對稱分布，只受一個力，故b、求水平平面的彎矩截面： 截面：（3）求各截面的合成彎矩截面截面（4）計算轉矩

21、 T=468068Nmm（5）確定危險截面及校核其強度按彎矩組合計算時，轉矩按脈動循環(huán)變化考慮，取。按兩個危險截面校核：截面的應力截面的應力查教材表知。、都小于，故軸的強度滿足要求 高速軸的設計主要是設計各軸段的直徑，為設計俯視圖做準備。有些軸段的長度可以根據(jù)軸上的零件來確定；有些軸段的長度在確定低速軸處的箱體后，取箱體內壁為一直線就可確定 經(jīng)設計，高速軸可以做成單獨的軸而不是齒輪軸。為使零件定位和固定，高速軸也和低速軸一樣設計為七段，各軸段直徑尺寸為：高速軸的結構設計各軸的直徑尺寸 （1）選擇鍵的尺寸低速軸上在軸段1和4各安裝有一個鍵，按一般使用情況選擇采用A型普通平鍵聯(lián)接，查教材表6-2選

22、擇鍵的參數(shù)，見表A-7軸段1d1=42mmL1=100mm軸段4d2=58mmL2=63mm標記為鍵1 鍵 鍵2 鍵 （2）校核鍵的強度軸段1上安裝有聯(lián)軸器，聯(lián)軸器上安裝有鑄鐵，載荷性質為輕微沖擊，查教材表6-3 5060MPa 軸段4上安裝齒輪，齒輪的材料為鋼，載荷性質為輕微沖擊，查教材表6-3 100120MPa靜連接校核擠壓強度：軸段1 略大于許用應力，因相差不大，尺寸可用軸段4 所選鍵的強度滿足要求（3）高速軸上1段和4段上各安裝一個鍵軸段1d1=28mml1=58軸段4d2=43mml4=75標記為1 GB/T 1096 2 GB/T 1096 1） 軸承型號的選擇高速軸選軸承類型為

23、深溝球軸承，型號為6307低速軸選軸承類型為深溝球軸承，型號為62112） 軸承的校核計算3） 高速軸：高速軸的外端安裝有帶輪，中間安裝有齒輪，要計算軸承的壽命，就要先求出軸承支座的支反力，進一步求出軸承的當量動載荷，然后計算軸承的壽命 畫出高速軸的受力圖并確定支點之間的距離見圖A-5，帶輪安裝在軸上的輪懿寬L=（1.52）L=（1.52）d0，d0為安裝帶輪處的軸徑，即高速軸的第一段軸徑，d0= d1=28mm,L=4256mm,取第一段軸的長度為50mm.第二段軸的長度取和低速軸的第二段軸長一樣的對應關系，但考慮該軸段上的軸承寬度（6308的B=29mm）故該軸段的長也為45mm,帶輪中心

24、到軸承A支點的距離L3=45245212=81.5mm.高速軸兩軸承支點距離為原低速軸的兩支點的距離減去兩軸承寬度之差，應為144-6=138mm因對稱布置故L1=L2=69mm高速軸上齒輪的受力和低速軸的大小相等，方向相反，即：=1082N,=2972N 注：高速軸上安裝有帶輪，帶對軸的壓力=1060N,作用在高速軸上，對軸的支反力計算有影響，安裝不同，該力對軸的支反力影響不同。在這里有三種情況，在這可選一種本示列具體情況不明，故方向不確定，采用在求出齒輪受力引起的支反力后直接和該壓力引起的支反力相加來確定軸承最后的受力因齒輪相對于軸承對稱布置，A,B支座的支反力數(shù)值一樣，故只計算一邊即可。

25、求軸承A處支反力：水平平面：垂直平面：求合力考慮到帶的壓力對軸承支反力的影響，因方向不定，以最不利因素考慮：軸承受到的最大的力為正常使用情況，查教材表14-5和14-7得：、查附錄B：軸承6308的基本額定動載荷，代入公式低速軸：正常使用情況，查教材表14-5和14-7得：、，查附錄B：軸承6311的基本額定動載荷,因齒輪相對于軸承對稱布置，軸承的受力一樣，可知算一處，計算A處，當量動載荷 代入公式 從計算結果看，高速軸軸承使用時間較短。按最短時間算，如按每天兩班制工作，每年按250天機算，約使用四年，這只是理論計算，實際情況比較復雜，應根據(jù)使用情況，注意檢查，發(fā)現(xiàn)破損及時更換。低速軸軸承因轉

26、速太低，使用時間較長，實際應用中會有多種因素影響，要注意觀察，發(fā)現(xiàn)破損及時更換軸承的潤滑方式取決于侵油齒輪的圓周速度，即大齒輪的的圓周速度，大齒輪的圓周速度應選擇油潤滑因軸的轉速不高，高速軸軸頸的圓周速度為選擇接觸式氈圈密封低速軸軸頸的圓周速度選擇接觸式氈圈密封注：確定潤滑方式后，就可以確定，段的軸長，裝配圖的俯視圖就基本完成。一般使用情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結構采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面上箱體中心高度H=da2+(5070)mm =320/2+(5070)=210230mm 取H=220，箱體厚度選用凸緣式軸承蓋，根據(jù)軸承型號設計軸承蓋的尺寸：高

27、速軸：D=90mm,d3=8mm,D0=110mm,D2=134mm低速軸：D=120mm,d3=10mm,D0=120mm,D2=140mm根據(jù)減速器中心距a=195mm查表5-14得檢查孔尺寸：L=120mm,b=70mm檢查孔蓋尺寸：材料為Q235，厚度取6mm選用表5-15中通氣器1，選M161.5選用表5-16中M10選用表5-19中M161.5 定位銷選用圓錐銷。查表5-2得：銷釘公稱直徑d=8mm按中心距查表5-21得，箱體毛重155kg選用吊環(huán)螺釘為M10。通過本次單級齒輪傳動系統(tǒng)的設計，讓我對單級齒輪減速器有了更深的了解并在其中學到了很多設計方法和計算方法。 帶的設計我在機械設計課上已經(jīng)有了一定的了解并掌握了有多帶的計算和矯正方法并對他的一些參數(shù)的選用上也有了一定的經(jīng)驗，通過本次設計讓我更加清楚了帶的傳動方