機械設計基礎課程設計單級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、 ——單級斜齒圓柱齒輪減速器 目 錄 一. 設計任務書3 二. 傳動方案設計3 三. 電動機的選擇計算3 四. 齒輪傳動的設計計算5 五. 軸的設計計算及聯(lián)軸器的選擇8 六. 鍵連接的選擇計算11 七. 滾動軸承的校核11 八. 潤滑和密封方式的選擇13 九. 箱體及附件的結構設計和計算13 十. 設計小結14 十一. 參考資料14 一．減速器的設計任務書 1． 設計目的： 設計帶式運輸機的單級斜齒圓柱齒輪減速器。 2． 工作條件及要求： 用于鑄工車間運型砂，單班制工作（8小時工作制

2、），有輕微振動，使用壽命為10年，軸承壽命為3年。帶式運輸機的工作數(shù)據(jù)如下： 運輸帶工作拉力F（N） 運輸帶的速度V（m/s） 卷筒的直徑D（mm） 1000 N 2．9 m/s 220mm 二．傳動方案設計 根據(jù)已知條件可計算出卷筒的轉速為 若選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機則可估算出傳動裝置的總傳動比為5.5或8.5，考慮減速器的工作條件和要求，暫選下圖所示傳動方案，其特點為：減速器的尺寸緊湊，閉式齒輪傳動可保證良好的潤滑和工作要求。 齒輪Ⅰ 運輸帶 卷筒 軸Ⅱ 聯(lián)軸器 齒輪Ⅱ 軸Ⅲ

3、 電動機 聯(lián)軸器 軸Ⅳ 軸Ⅰ 三．電動機的選擇計算 1．電動機的選擇 （1）電動機類型的選擇 根據(jù)動力源和工作要求，選Y系列三相異步電動機。 （2）電動機功率的選擇 工作機所需有效功率 。 由傳動示意圖可知：電動機所需有效功率 式中，為傳動裝置的總效率 。 設，，，分別為彈性連軸器（2個）、閉式齒輪（設齒輪精度為8級）、滾動軸承（3對）、運輸機卷筒的效率。查表得，，，，則傳動裝置的總效率 電動機所需有效功率 。 查表選取電動機的額定功率為 。 （3）電動機轉速的選擇 工作機所需轉速 。 查表2-3知總傳動比 =3～5。 則

4、電動機的滿載轉速。 查表選取滿載轉速為 同步轉速為的Y132M1-6型電動機，則傳動裝置的總傳動比，且查得電動機的數(shù)據(jù)及總傳動比如下： 電動機型號 額定功率 KW 同步轉速 r/min 滿載轉速 r/min Y132M1-6 4KW 1000r/min 960r/min 總傳動比 軸伸尺寸 DE 中心高 mm 平鍵尺寸 FG 3.81 38mm80mm 132mm 10mm33mm 2．傳動比的分配 由傳動示意圖可知：只存在減速器的單級傳動比，即閉式圓柱齒輪的傳動比，其值 3．傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 （1）各軸的轉速計算 由傳動示意圖可知, 軸

5、Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的轉速： （2）各軸的輸入功率計算 因為所設計的傳動裝置用于專用機器，故按電動機的所需功率計算。 軸Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的輸入功率： （3）各軸的輸入轉矩計算 軸Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ的輸入轉矩： 將上述結果列于下表中，以供查詢。 軸號 轉速n r/min 功率P KW 轉矩T NM 傳動比 i Ⅰ 960 3.31 32.93 Ⅱ 960 3.28 32.63 Ⅲ 251.97 3.15 119．39 Ⅳ 251.97 3.09 117.12 四.齒輪傳動的設計計算 如傳動示意圖所示：齒輪Ⅰ和Ⅱ的已知數(shù)據(jù)如下表：

6、 齒輪 功率P KW 轉速n r/min 轉矩T NM Ⅰ Ⅱ 1）選擇齒輪精度： 按照工作要求確定齒輪精度為8級。 2）選擇齒輪材料： 考慮到生產(chǎn)要求和工作要求，查圖表，可得Ⅰ（?。ⅱ颍ù螅X輪的選材，及相應數(shù)據(jù)如下： 齒輪 材料 熱處理 硬度 彎曲疲勞極限應力 接觸疲勞極限應力 Ⅰ 45鋼 調質 Ⅱ 45鋼 調質 由于該齒輪傳動為閉式軟齒面?zhèn)鲃樱饕问綖辇X面疲勞點蝕，故應按接觸疲勞強度進行設計，并校核其齒根彎曲疲勞強度。 3）許用應力計算： 齒輪Ⅰ、Ⅱ的循環(huán)次數(shù)（使用壽

7、命為10年）為： 查圖得, 設?。▋奢喚鶠檐淉X面）可求得： 4）按接觸疲勞強度進行設計 ①小齒輪的名義轉矩 ②選取各系數(shù)并列表： 載荷系數(shù) 齒寬系數(shù) 重合度系數(shù) （斜齒輪電動機傳動） （軟齒面） ③初定齒輪的參數(shù)： ，取 ④初算分度圓直徑并確定模數(shù)和螺旋角β： 因兩齒輪均為鋼制，故，則 所以 a取圓整值為 ； 法向模數(shù)：， 圓整為標準值。 調整螺旋角： ⑤計算齒輪的幾何尺寸： 螺旋角， 法向模數(shù)， 齒數(shù)， 中心距. 分度圓直徑：， 齒頂圓直徑：， 齒根圓直徑：， 齒寬：， 5）校核齒

8、根彎曲疲勞強度 當量齒數(shù)：， 查圖得， 端面重合度， 再查圖得，則 即齒根彎曲疲勞強度足夠。 6)計算齒輪的圓周速度： 7)齒輪的受力分析 齒輪Ⅰ，Ⅱ的受力情況如下圖所示： Fr2 齒輪Ⅰ 接運輸帶 Ft2 Fa2 FA1 Ft1 Fr1 齒輪Ⅱ

9、 接電機 各力的大小分別為： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 五．軸的設計計算及聯(lián)軸器的選擇 1．選擇軸的材料： 該軸無特殊要求，因而選用調質處理的45鋼。查表知。 2。初算軸徑： 軸Ⅰ的軸徑即為電動機外伸軸直徑 軸Ⅱ（與齒輪Ⅰ配合）： 查表取C=110, 并且安裝聯(lián)軸器處有一個鍵槽，故軸徑 軸Ⅲ（與齒輪Ⅱ配合）： 查表取C=110，并且安裝聯(lián)軸器處有一個鍵槽，故軸徑 軸Ⅳ：查表取C=110，并且安裝聯(lián)軸器處有一個鍵槽，故軸徑 3。聯(lián)軸器的選擇： 由電動機外伸軸徑及傳動要求，公稱轉矩，查表選取TL6彈性套柱銷聯(lián)軸器，故取軸Ⅱ與聯(lián)軸器連接

10、的軸徑為32mm。 因為軸Ⅲ與軸Ⅳ的最小軸徑分別為并考慮傳動要求，公稱轉矩，查表選取YL8凸緣聯(lián)軸器，故軸Ⅲ、軸Ⅳ與聯(lián)軸器連接的的軸徑均為35mm。 4。軸承的選擇： 根據(jù)初算軸徑，考慮軸上零件的軸向定位和固定，假設選用深溝球軸承，查表可估選出裝軸承處的軸徑及軸承型號，見下表： 軸號 裝軸承處的軸徑 軸承型號 Ⅱ 40mm 滾動軸承6208 GB/T276--94 Ⅲ 45mm 滾動軸承6209 GB/T276--94 5．齒輪的結構設計 ①大齒輪： 因為齒頂圓直徑：，為了減輕重量和節(jié)約材料，并考慮機械性能，故大齒輪采用腹板式自由鍛結構，且取與軸連接處的

11、直徑為53mm ②小齒輪： 因為齒頂圓直徑：,故作成齒輪軸形式 6．軸的設計計算 1）軸徑和軸長的設計 單位都為mm 2）低速軸的校核 （1）受力分析： 低速軸上齒輪的受力情況，已經(jīng)分析清楚（見齒輪部分“7）”）。 水平面的受力和彎矩圖 A Ft2 B C FRA F

12、RB 37.193 垂直面的受力和彎矩圖 Fa2 Ft2 FRA’ FRB’ 27.421

13、 0.291 合成彎矩圖 46.209 37.194 轉矩圖 T2=119.39 當量彎矩圖 85.446 72.113 σT2

14、=71.873 （2）軸承的支反力： 水平面上的支反力： 垂直面上的支反力： （3）畫彎矩圖： 剖面C處水平面的彎矩： 垂直面上的彎矩： 合成彎矩： （4）畫轉矩圖 （5）畫當量彎矩圖： 因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，。已知查表得，則 剖面C處的當量彎矩 （6）判斷危險剖面并驗算強度： ① 剖面C當量彎矩最大，而其直徑與鄰段相差不大，估剖面C為危險剖面。已知 ② 剖面D處的直徑最小，估該剖面也為危險剖面 所以其強度足夠。 六．鍵連接的選擇計算 各處的鍵均采用有輕度沖擊的普通平鍵半圓鍵的聯(lián)接方式，查表可得 高速軸聯(lián)軸器處選鍵C1070 GB1

15、096-2003，其擠壓強度為 電動機處的鍵是查表所得，故無須校核。 低速軸聯(lián)軸器處選鍵C1070 GB1096-2003，其擠壓強度為 低速軸齒輪處選鍵C1663 GB1096-2003 所以各鍵強度足夠。 七。滾動軸承的校核 在軸的設計計算部分已經(jīng)選用如下表所示深溝球軸承： 軸號 裝軸承處的軸徑 軸承型號 Ⅱ 40mm 滾動軸承6208 GB/T276--94 Ⅲ 45mm 滾動軸承6209 GB/T276--94 1． 低速軸軸承的校核 1）軸的受力狀況及軸承載荷計算 水平面上的支反力： 垂直面上的支反力： 軸承所承受的徑向

16、載荷 軸向外載荷 軸承的轉速n=252.97 單班制工作，預期壽命3年，則 Ⅱ Ⅰ 2）求當量動載荷 FA FR2 FR1 查表取 按圖，軸承Ⅰ未承受軸向載荷，故 軸承Ⅱ受軸向載荷；，查表取， 查表取 故僅計算軸承Ⅱ的壽命即可。 3）求軸承的壽命 實際壽命比預期壽命大，故所選軸承合適。 八。潤滑和密封方式的選擇 1． 齒輪潤滑劑的選擇 因是閉式齒輪傳動，且齒輪選用 45鋼，調質處理，其硬度 且節(jié)圓處： 所以兩個齒輪均采用油潤滑，開油溝，油溝尺寸為 abc=4m6m4m。 查表，選擇潤滑油的黏度為118，選擇油的

17、代號為CKC 150 GB5903-86 2． 齒輪的潤滑方式： 因為故采用油池浸潤潤滑。 3．軸承的潤滑： 采用飛濺方式直接用減速器油池內的潤滑油進行潤滑。 4．密封方式的確定： 根據(jù)減速器的密封要求，選擇接觸式密封方式，根據(jù)軸徑查表選擇氈圈油封及槽，分別選：氈圈38 JB/ZQ4406-86、氈圈40 JB/ZQ4406-86。 箱體剖分面上允許涂密封膠或水玻璃，不允許塞入任何墊片或填料。 九。箱體及附件的結構設計和計算 1．減速器鑄造箱體的結構尺寸 參照表5-1各部位尺寸列于下表： 名稱 符號 結構尺寸 名稱 符號 結構尺寸 箱體壁厚

18、δ 8mm 連接螺栓 軸承旁 螺栓直徑 d1 12mm 箱蓋壁厚 δ1 8mm 沉頭座直徑 D1 26mm 凸緣 厚度 箱座 b 12mm 通孔直徑 d1/ 13.5mm 凸緣尺寸 C1 20mm C2 16mm 箱蓋 B1 12mm 箱體、箱座 螺栓直徑 d2 8mm 沉頭座直徑 D2 26mm 底座 B2 20mm 通孔直徑 d2/ 20mm 軸承旁凸臺 高度 h 51m 螺栓間距 l 94mm 半徑 R1 16 凸緣尺寸 C1 25mm 軸承蓋外徑 D2 130 C2 2

19、3mm 地腳螺釘 直徑 df 16mm 軸承蓋螺釘直徑 d3 8mm 數(shù)目 N 4個 視孔蓋螺釘直徑 d4 6mm 通孔直徑 Df/ 20mm 定位銷螺釘直徑 d 6mm 沉頭座直徑 D0 45mm 箱體外壁至軸承端面的距離 L1 42mm 底座凸緣 尺寸 C1 25mm 大齒輪頂圓與箱體內壁距離 Δ1 10mm C2 23mm 齒輪端面與箱體內壁的距離 Δ2 10mm 肋厚 箱體 m 8mm 箱座高度 H 180 箱蓋 m1 8mm 油面高度 h 65～7mm 鑄件有1：20的拔模斜度，鑄造

20、圓角半徑取R=5mm,沉頭座锪平。 3． 附件設計 1） 窺視孔和視孔蓋：窺視孔開在嚙合區(qū)的上方并有適當?shù)拇笮?，窺視孔平時用蓋板蓋住，加密封墊圈，螺釘連接。尺寸如下： 2） 通氣器：選M161.5塞。 3） 起吊裝置：選吊耳環(huán)和吊鉤。吊耳環(huán)尺寸為： 吊鉤尺寸為： 4) 油面指示器：選油標尺M16 5） 油孔和螺塞：放油孔位于箱座內底面最低處，內底面作成1度至1.5度斜面，油孔附近作出凹坑。螺塞采用M161.5JB/ZQ4450-86型外六角螺塞，加裝封油墊。 6） 起蓋螺釘：采用螺栓GB/T5783-M1030，螺釘端部作成圓柱端。數(shù)量為1個 7） 定位銷：采用銷GB1

21、17-86-A1030 ，兩個，非對稱分布。 十。設計小結 通過兩個周的實踐，自己比較全面的完成了本次課程設計，在完成了全部的圖紙及編寫設計計算說明書任務之后我又對設計計算和結構設計進行了分析。 我認為我的設計只能說基本上滿足了設計任務書的要求，只是設計方案稍有欠缺，兩齒輪的直徑差較大，設計成雙級傳動會比較好，只是設計時間較緊張，沒有改變初始設計方案，也沒有對各部件都進行校核，針對本設計方案，我考慮到使用過程中各部件的使用效率會普遍較低，故而設計時傳動效率我取了小值，通過檢查強度和壽命等的校核，我認為設計結果基本滿足了設計任務書的要求。 由于是初次設計，故而在機械的裝配圖，主要零件的工

22、作圖以及設計計算說明書中均不同程度的出現(xiàn)了錯誤，通過和同學們的討論以及互相檢驗，已經(jīng)盡自己最大的努力糾正了錯誤，并且獲得了一定的經(jīng)驗，但是，由于水平有限，還有一些隱秘的錯誤還沒有檢查出來，敬請老師指正，以期完善本次設計。 由于沒有實踐經(jīng)驗，在機械的結構、工藝性方面存在著一些與實際不符的錯誤，至于其他方面我認為還是可以的。 通過本次設計，我掌握了設計機械的總的基本的方法以及設計流程，掌握了如何迅速查閱資料、進行校核，掌握了如何一邊設計、如何一邊修改完善的方法。 總之，這次設計使我的設計能力有了質的飛躍，在以后的設計中我會揚長補短，盡自己最大的努力提高設計質量，避免造成無所謂的損失。 - 15 -