一級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計

《一級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《一級斜齒圓柱齒輪減速器設(shè)計（15頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、目 錄 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 前言 一、課程設(shè)計任務(wù)書說明書……………………………………………… 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定………………………………………………………… 二、電動機選擇…………………………………………………………… 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比………………………………… 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………………………………………… 五、V帶傳動的設(shè)計計算………………………………………………… 六、軸的設(shè)計計算………………………………………………………… 七、齒輪傳動的設(shè)計計算………………………………………………… 八、滾動軸承

2、的選擇及校核計算………………………………………… 九、鍵聯(lián)接的選擇………………………………………………………… 十、箱體設(shè)計……………………………………………………………… 十一、潤滑與密封………………………………………………………… 十二、設(shè)計小結(jié)…………………………………………………………… 十三、參考文獻…………………………………………………………… 課程設(shè)計任務(wù)書說明書 設(shè)計一個用于帶式運輸一級直齒圓柱齒輪減速器。輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，輸送帶拉力為1.5KN，輸送帶速度為1.3m/s，卷筒直徑為300mm。輸送機的使用期限為10年，2班制工作。 計算過程及

3、計算說明 一、傳動方案擬定 （1） 工作條件：運輸機兩班制連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)空載啟動。工作載荷基本平穩(wěn)，大修期限5年（每年按300個工作日計算），運輸機卷筒軸轉(zhuǎn)速容許誤差為±5%，卷筒效率為ηw=0.96。 （2）原始數(shù)據(jù)：卷筒組力矩 M= 600N.m ；滾筒轉(zhuǎn)速nw =85r.min﹣1 。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）工作機所需要的功率Pw 卷筒組力矩 M= 600N.m ；滾筒轉(zhuǎn)速nw =85r.min﹣1,工作效率ηw=0.96。工作機所需功率為 Pw= M nw /9550ηw =

4、600×85/（9550 ×0.96）=5.56kW （2）電動機所需功率Pd′ Pd′= Pw/η 查表3-1查得V帶傳動、滾動軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器的傳動效率，ηv=0.96、ηz=0.99、 ηc=0.97、ηl=0.99，則傳動裝置總效率η為 η=ηvη2zηcη=ηv=0.96×0.99 2×0.97×0.99 =0.90 Pd′= Pw/η=1.6kW/0.91=6.18kW 按表9-1確定電動機額定功率為Pd=7.5kW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： nw=85r/min﹣1 按手冊推薦的傳動比合理范圍，取一級斜齒圓柱齒輪傳動

5、比范圍i1=3～5。取V帶傳動比i2=2～4，則總傳動比理時范圍為i∑=6～20。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=i∑×nw=（6～20）×85=510～1700r/min﹣1 符合這一范圍的電動機型號有720r/min﹣1、970 r/min﹣1的電機。 4、確定電動機型號 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比等因素，選擇電動機型號Y160M-6。其主要性能： 型號 額定功率/KW 滿載轉(zhuǎn)矩/(r/min) 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 Y160M-6 7.5 970 2.0 2.0 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比是指

6、電動機的滿載轉(zhuǎn)矩nd與工作機得轉(zhuǎn)矩nw之比： i∑=nd/nw=970/85≈11.41 2、分配各級傳動比 （1） 根據(jù)指導(dǎo)書P11表3-2，取齒輪i2=4（V帶傳動比i2=2～4合理） （2） ∵i∑=i1×i2 ∴i1=i∑/i2=11.41/4=2.85 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） Ⅰ軸：nⅠ=nd/ i1 =970/2.8525=340r/min﹣1 Ⅱ軸：nII=nI/ i2 =340/4=85r/min﹣1 2、 計算各軸的功率（KW） Ⅰ軸：PI=Pdηv =7.5×0.96=7.2KW Ⅱ軸：PII= PIηz

7、ηc =7.2×0.99×0.97=6.91KW 卷筒軸：P卷= PIIηzηl =6.91×0.99×0.99=6.77KW 3、 計算各軸扭矩（N·mm） 電動機輸出轉(zhuǎn)矩：Td=9550×Pd/ nd=9550×7.5/970=73.8N·m Ⅰ軸：TI=9550×PI/ nI=9550×7.2/340=202 N·m Ⅱ軸：TⅡ=9550×PII/ nII =9550×6.91/85=771N·m 卷筒軸：T卷=9550×P卷/nw =9550×6.77/85=756.6N·m 五、V帶傳動的設(shè)計計算 1.確定計算功率PCa 由課本表8-7得：kA=1.2 P

8、ca=KAPd=1.2×7.5=9KW 2.選擇V帶型號 根據(jù)Pca、nd由課本圖7.11得：選用C型：d =200mm 3. 確定大帶輪的基準直徑，并驗算帶速v 1）驗算帶速v按課本式7.20驗算帶的速度 v=πdd1nⅠ/（60×1000）=π×200×970/（60×1000）=10.12m/s 一般在5-25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 2）根據(jù)課本P104，計算大帶輪的基準直徑 dd2= dd1=570，查表取dd2= 560，則實際, 4.確定帶長和中心矩: 1）根據(jù)課本式7.21 0.7（）<<2()，初定中心距=1000mm 2）由課本式7.22計算

9、帶所需的基準長度: ≈2+π() /2+() 2/（4） =2×1000+3.14×760/2+/43244mm 由課本表7.3選帶的基準長度Ld=3550mm 按課本式7.23實際中心距: ≈+（）/2=1153mm 5.驗算小帶輪上的包角α1 α1=1800-（dd2-dd1）×57.30/a =1610>1200（適用） 6.確定帶的根數(shù)z 1）計算單根V帶的額定功率pr。 由dd1=200mm和nw =970r/min﹣1根據(jù)課本表7.6(a)得P0=4.66KW 根據(jù)nw =970r/min﹣1，i1=2.8525和C型帶，查課本表7.6(b)得△P0

10、=0.83KW 根據(jù)課本表7.9得Ka=0.95 根據(jù)課本表得KL=0.98 ，于是 Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（4.66+0.83）×0.95×0.98= 5.11kw 2)計算V帶的根數(shù)Z。 z=PCa/Pr=9/5.11=1.76 圓整為2根 7.計算單根V帶的初壓力的最小值F0min 由課本表7.4得c的單位長度質(zhì)量q=0.30kg/m，所以： F0min =500（2.5- Ka）PCa /Kazv +qV2 =393N 應(yīng)使帶的實際初拉力F0>F0min。 8.計算壓軸力Fq 壓軸力的最小值為 Fqmin=2zF0min sin（α1/2）

11、 =1550N 綜上可知帶傳動的設(shè)計參數(shù)如下： 選用C型V帶 傳動比i帶=2.8 帶數(shù)Z=2 V帶額定功率Pr=5.11KW 帶速：v=10.12 基準直徑：dd1=200mm，dd2=560 六、齒輪傳動的設(shè)計計算 1、選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù) (1)材料選擇。由表課本表8.7選擇小齒輪材料為45 調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBS，大齒輪材料為45鋼 正火處理 硬度為215HBS (2)機器為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB 10095-88）。 (3)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由設(shè)計計算公式8.24 d1≥ (5902KT1(u±1) /

12、φdu[σH]2)1/3 1）由表8.8選擇載荷系數(shù)K=1.2 2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=9.55×106×PI/nI=9.55×106×7.2/340=2.02×105N·mm 3) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH] [σH]= σHmin Zn/sHmin 由課本表8.29查得σHlim1=610Mpa, σHlim2 =500Mpa 接觸疲勞Zn 由公式 N=60njtH得 N1=60×340×5×300×16=4.9×108 N2=N1/i齒=3.67×108/4.075=1.2×108 由圖8.30得 Zn1=1.06, Zn

13、2=1.13 取sHmin =1 [σH1] =646.6 Mpa [σH2]= 565 Mpa 試算小齒輪分度圓直徑表8.10選擇=1.1 d1≥ (5902KT1(u±1) /u[σH]2)1/3 =69.58 mm 取70mm (4)確定主要參數(shù) 1) 選小齒輪齒數(shù) z1=30，大齒輪齒數(shù)z2=30×4.075=123。 2) 初選螺旋角=15。 3) 計算模數(shù)m0：m0= d1cos/ z1=69.58cos15/20≈2.23 mm查表取m0=2.25mm 4)計算中心距a d2 = d1i=283.54mm ∴a

14、=176.6mm 5)計算螺旋角 cos= m0 (z1 + z2)/2a=0.95625 ≈17° 6)分度圓直徑 d1= z1 (m0)/ cos =70.59mm d2= z2 (m0)/ cos =289.41mm 齒寬b b=d1=1.1×70.59mm76.53mm 取b2 =80mm 則 b1 =85mm 7) 計算圓周速度v。 v=πd1 nI/（60×1000）=1.26m/s 因為Ｖ＜６m/s，故取８級精度合適。 3.校核彎曲疲勞強度 （1） 1)復(fù)合齒形因素 2)彎曲疲勞許用應(yīng)力 由圖8.33得彎曲疲勞應(yīng)力極

15、限 由圖8.34彎曲疲勞壽命系數(shù) 彎曲疲勞最小安全系數(shù) 3)校核計算 綜上可知，齒輪的設(shè)計參數(shù)如下： 小齒輪分度圓直徑：d1=70.59mm 大齒輪分度圓：d2=289.41mm 中心距a=180mm 小齒輪齒寬：B1=85mm 大齒輪齒寬：B2=80 模數(shù)m=2.25 七、軸的設(shè)計計算 由《機械設(shè)計》P206表11-1選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217~255HBs，抗拉強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限，許用彎曲應(yīng)力[]=60MPa ，， 查《機械設(shè)計》P212表11-2,取: 軸: 軸: 1、 低速軸的設(shè)計計算 取低

16、速軸最大轉(zhuǎn)矩軸進行計算,校核. 考慮有鍵槽,將直徑增大,則: 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計. 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: 由表查得:, 按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查《設(shè)計手冊》, 選擇軸與軸聯(lián)軸器為彈性柱銷聯(lián)軸器 型號為：型聯(lián)軸器 半聯(lián)軸器的孔徑:. 半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:. (1)軸上零件的定位,固定和裝配 單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位 (2)確定軸各段直徑和長度 1）段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑,半聯(lián)

17、軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故此段的長度應(yīng)略短,取:. 2）初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):. 由《設(shè)計手冊》選取型軸承,尺寸:，軸肩 故. 3）取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故?。?齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度,取,則軸環(huán)處的直徑：，軸環(huán)寬度：,取，，即軸肩處軸徑小于軸承內(nèi)圈外徑,便于拆卸軸承. 4）取. 5）取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:. ,. 至此,已初步確

18、定了軸的各段直徑和長度. (3)軸上零件的周向定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接 按查手冊得:平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,查《設(shè)計手冊》選擇齒輪輪轂與軸的配合為： 半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為:,半聯(lián)軸器與軸的配合為:. 滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:. (4)確定軸上圓角和倒角尺寸, 取軸端倒角為:,過度圓角半徑全部去r=1mm (5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 在確定軸承的支點位置時,查手冊表6-7,軸承型,取因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖

19、,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面. 1）作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:，得： . 2）求作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力: FAH2=FBH2=F t/2=2664.04N 垂直面內(nèi)支反力: FBV2= F r2 =4235.50N FAV2= F r2 - FBZ2 = -2207.63N 3）作出彎矩圖 分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩. Nm =317.66Nm Nm 計算總彎矩: 4）作出扭矩圖 5）作出計算彎矩圖: 查《機械設(shè)計》得=0.6 <6>計算危險截面處軸的直徑

20、： = 6.58 mm 安全 2、 高速軸的設(shè)計計算 （1） 確定輸入軸的各段直徑和長度 考慮有鍵槽,將直徑增大,則: 故取，取 處為定位軸肩， 取38mm，取 初步選擇滾動軸承,:. 由《設(shè)計手冊》選取型軸承,尺寸:，軸肩 處為非定位軸肩，取， 處為定位軸肩， 若在處不做成齒輪軸則需用鍵槽，軸的直徑需擴大5%， 48*（1+5%）=50.4mm 小齒輪的齒根圓直徑，與小齒輪的直徑很接近，故做成齒輪軸。 48mm， =76mm， (2)軸上零件的周向定位 帶輪,采用平鍵聯(lián)接按查手冊得:平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:. 為了保證帶輪與軸配合

21、有良好的對中性,查《設(shè)計手冊》選擇帶輪輪轂與軸的配合為;滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:. (3)確定軸上圓角和倒角尺寸, 取軸端倒角為:,過度圓角半徑全部去r=1mm (4)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 在確定軸承的支點位置時,查手冊初選軸承型,取因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距 1）作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為:，得： . 2）求作用于軸上的支反力 水平面內(nèi)支反力: FAH1=FBH1=F t1/2=2861.60N 垂直面內(nèi)支反力: FBV1= F r1 =1571.60N FAV1= F r1 -

22、FBZ = -606.65N 3）作出彎矩圖 分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩. Nm =100.58Nm Nm 計算總彎矩: <4>作出扭矩圖 <5>作出計算彎矩圖: 查《機械設(shè)計》得=0.6 6）計算危險截面處軸的直徑： = 3.43mm 安全 八、軸承的選擇及校核計算 1.軸承的選擇： 軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（GB/T 297-1994） 軸承2：單列圓錐滾子軸承30208（GB/T 297-1994） 2.校核軸承： （1）圓錐滾子軸承30211，查《設(shè)計手冊》p75： 由課本表12-7，取 由

23、《設(shè)計手冊》查得：30212圓錐滾子軸承值為：1.5. 由課本公式得，軸承的派生軸向力：,. 因，故1為松邊， 作用在軸承上的總的軸向力為：. 查手冊，得:30212型 ,. 由《機械設(shè)計》表12-8，查得：, ,得:. 計算當(dāng)量動載荷：, . 計算軸承壽命，由課本式12.9，得：取:（滾子軸承） 則： 《2》圓錐滾子軸承30208，查《設(shè)計手冊》p75： 由課本表12-7，取 由《設(shè)計手冊》查得：30212圓錐滾子軸承值為：1.5. 由課本公式得，軸承的派生軸向力：,. 因，故1為松邊， 作用在軸承上的總的軸向力為：. 查手冊，得:30208型 ,.

24、 由《機械設(shè)計》表12-8，查得：, ,得:. 計算當(dāng)量動載荷：, . 計算軸承壽命，由課本式12.9，得：取:（滾子軸承） 則： 九、鍵聯(lián)接的選擇 1.輸入軸：鍵， ，C型. 2.大齒輪：鍵， ，型. 3.輸出軸：鍵， ，C型. 查《機械設(shè)計》表6.10， ,式6.13得強度條件: 校核鍵1：; 鍵2：; 鍵3：. 所有鍵均符合要求. 十、箱體設(shè)計 名稱 符號 尺寸（mm） 箱體壁厚 δ 6 箱蓋壁厚 δ1 5 箱體凸緣厚度 b 9 箱蓋凸緣厚度 b1 8 機座底凸緣厚度 b2 15 地腳螺釘直徑 df 20

25、 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 d1 16 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 df，d1, d2至外機壁距離 C1 26, 22, 16 df， d2至凸緣邊緣距離 C2 24, 14 箱座高度 H 60 外機壁至軸承座端面距離 l1 114 大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 8 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 18 箱蓋、箱座肋厚 m1 ,m 5， 4 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 盡量靠近，以Md1和Md2互不 干涉為準，一般s=D2 十一、潤滑與密封 1.齒輪的潤滑 采用

26、浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm。 2.潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設(shè)備，選用GB443-89全損耗系統(tǒng)用油L-AN15潤滑油。 3.密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉(zhuǎn)軸唇型密封圈實 現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定，軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 十二、設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用

27、處。通過兩個星期的設(shè)計實踐，使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 1．機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當(dāng)強的技術(shù)課程，它融《機械制圖》、《機械設(shè)計基礎(chǔ)》、《工程力學(xué)》、《機械制造》、《CAD 制圖》等于一體，使我們能把所學(xué)的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應(yīng)用。 2．這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想;訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反系和解決工程實際問題的能力;鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 3．在這次的課程設(shè)計過程中,綜合運用先修課程中所學(xué)的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個

28、教學(xué)實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設(shè)計,一方面,逐步提高了我們的理論水平、構(gòu)思能力、工程洞察力和判斷力,特別是提高了分析問題和解決問題的能力,為我們以后對專業(yè)產(chǎn)品和設(shè)備的設(shè)計打下了寬廣而堅實的基礎(chǔ)。 4．本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。 5．設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 十二、參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛．《機械設(shè)計》．8版．北京：高等教育出版社，2007． [2] 吳宗擇，羅圣國．《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》．3版．北京：高等教育出版社，2007 [3] 孫

29、桓等，《機械原理》7版，北京，高等教育出版社，2007 [4] 譚建榮，張樹有等，《圖學(xué)基礎(chǔ)教程》，北京，高等教育出版社，2005 [5] 譚建榮，陸國棟《圖學(xué)應(yīng)用教程》，北京，高等教育出版社，2005 計算結(jié)果 Pw=5.56kW η=0.90 Pd′=6.18kW Pd=7.5KW nw =85r/min﹣1 電動機型號 Y160M-6

30、 i∑=11.41 i 1=2.85 i 2=4 nI=340r/min﹣1 nII=85r/min﹣1 PI=7.2KW PII=6.91KW P卷=6.77KW Td=73.8N·m TI=202N·m TII=771·m T卷=756.6N·m Pca=9KW 帶速V=10.12 m/s dd1=200mm dd2=560mm =1000mm Ld=3550mm =1153mm α1=1610

31、 Z=2 F0min =393N Fpmin =1550N T1=2.02×105N·mm N1=4.9×108 N2=1.2×108 [σH1]=646.6 Mpa [σH2]=565Mpa z1=30 z2=123 m0=2.25mm ≈17° d1=70.

32、59mm d2=289.41mm b1=85mm b2=80mm v=1.26m/s 型聯(lián)軸器 低速軸：

33、 FAH2=2664.04N FBH2=2664.04N FBV2=4235.50N FAV2=-2207.63N Nm Nm Nm 高速軸： 38mm =76mm FAH1= 2861.60N FBH1=2861.60N FBV1=157

34、1.60N FAV1=-606.65N Nm Nm 鍵1: 鍵2： 鍵3： 機械零件課程設(shè)計 計算說明書 設(shè)計題目：圓柱斜齒輪減速器 班 級：09機電一體化 設(shè)計者：XXX 指導(dǎo)教師：XXX 2011年6月27日