機械設計 二級圓柱齒輪減速器

《機械設計 二級圓柱齒輪減速器》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計 二級圓柱齒輪減速器（29頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目： 設計帶式輸送機中的傳動裝置 專業(yè)年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 機械工程系 完成時間 2012年 9 月 7 日 機械設計課程設計任務書 學生姓名： 學號： 專業(yè)：材型 任務起止時間：2012年 8 月 20 日至 2012年9 月7日 設計題目：設計帶式輸送機中的傳

2、動裝置 一、 傳動方案如圖1所示： 圖1 帶式輸送機減速裝置方案 二、原始數(shù)據(jù) 滾筒直徑d /mm 450 傳送帶運行速度v /(m/s) 1.4 運輸帶上牽引力F /N 2500 每日工作時數(shù)T /h 16 傳動工作年限 7 單向連續(xù)平穩(wěn)轉動，常溫空載啟動。 三、設計任務： 1.減速器裝配圖1張（A0圖紙） 2.低速軸零件圖1張（A3圖紙） 3.低速軸齒輪零件圖1張（A3圖紙） 4.設計說明書1份 在三周內完成并通過答辯 參考資料： 《機械設計》 《機械設計基礎》 《課程設計指導書》 《機械設計手冊》 《工程力學》 《機械制圖》

3、 指導教師簽字： 2012年 8 月 19日 目 錄 一、電機的選擇 1 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 2 三、V帶傳動設計 4 四、設計減速器內傳動零件（直齒圓柱齒輪） 5 五、軸的結構設計計算 9 六、軸的強度校核 15 七、校核軸承壽命 23 八、鍵連接的選擇和計算 24 九、箱體的設計 24 十、心得體會 25 一、電機的選擇 1.1 選擇電機的類型和結構形式： 依工作條件的要求，選擇三相異步電機： 封閉式結構 U=380 V Y型 1.2 電機容量的選擇 工作機所需的功率PW=Fv /1000= 3.5kW V帶效率

4、h1： 0.96 滾動軸承效率（一對）h2： 0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3: 0.97 聯(lián)軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= 0.825 則，電動機所需的輸出功率Pd = PW /h= 4.24 kW 1.3 電機轉速確定 卷筒軸的工作轉速= 59.42 r/min V帶傳動比的合理范圍為2~4，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為8~40，則總傳動比的合理范圍為=16~160，故電動機轉速的可選范圍為： = （950.72 ~ 9507.2） r/min

5、在此范圍的電機的同步轉速有： 750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依課程設計指導書表18-1：Y系列三相異步電機技術參數(shù)（JB/T9616-1999）選擇電動機 型 號： Y132S-4 額定功率Ped： 5.5kw 同步轉速n： 1500r/min 滿載轉速nm： 1440 r/min 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 總傳動比： 24.234 2.1 分配傳動比及計算各軸轉速 取V帶傳動的傳動比i0=

6、3 則減速器傳動比i=i/i0= 8.078 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3.363 則低速級傳動比 2.402 2.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 0軸（電動機軸） 4.242 kW 1440 r/min 28.133 N×m 1軸（高速軸） 4.072 kW 480 r/min 81.106 N×m 2軸（中間軸） 3.910 kW 142.703 r/m

7、in 261.616 N×m 3軸（低速軸） 3.755 kW 59.421 r/min 603.495 N×m 4軸（滾筒軸） 3.680 kW 59.42 r/min 591.451 N×m 以上功率和轉矩為各軸的輸入值，1~3軸的輸出功率或輸出轉矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數(shù)如下表： 表2-1 各軸運動和動力參數(shù) 軸名 功率P

8、/kW 轉矩T/N×m 轉速 n/(r/min) 傳動比i 效率h 輸入 輸出 輸入 輸出 0軸 4.24 28.13 1440 1軸 4.07 4.03 80.02 80.21 480 3 0.96 2軸 3.91 3.87 261.62 259.00 142.73 3.36 0.96 3軸 3.76 3.72 603.50 597.47 59.42 2.40 0.96 4軸 3.68 3.64 591045 585.54 59.42 1 0.98 三、V帶傳動設計 3.1 確定

9、計算功率 根據(jù)已知條件結合教材《機械設計》由圖/表 8-7 得到工作情況系數(shù)KA= 1.2 ，故Pca=KA×Pd= 5.09 kW。 3.2 選擇普通V帶型號 已知Pca，nm，結合教材《 機械設計 》由圖/表 8-11 確定所使用的V帶為 A 型。 3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 (1) 結合教材《 機械設計 》由圖/表 8-6 ，初選小帶輪直徑dd1= 90 mm。 (2) 驗算帶速： 6.79 m/s，滿足5m/s

10、 根據(jù)，初定中心距a0= 500 mm。 (2) 計算所需的帶長 =1599.244 mm。 由圖/表 8-2 ，對 A型帶進行基準長度Ld= 1600 mm。 (3) 實際中心距 500.38 mm 中心距的變化范圍476.38 ~ 548.38 mm。 3.5 驗算小帶輪包角 158.24°>120°合格。 3.6 計算V帶根數(shù)Z 由nm，dd1結合教材《機械設計》查圖/表 8-4a得P0=1.0644 kW。 由nm，i0， A 型帶，查圖/表 8-4b 得DP0= 0.1682 kW。 已知a1查表 8-5 得Ka= 0.

11、94 ，已知Ld查表 8-2 得KL= 0.99 則V帶根數(shù) 4.424 ，取z= 5 。 3.7 計算壓軸力 由教材《 機械設計 》表 8-3 ，可知 A 型帶單位長度質量q= 0.10 kg/m。 單根V帶的初拉力最小值： = 129.02 N。 壓軸力的最小值： =1267.01 N。 四、設計減速器內傳動零件（直齒圓柱齒輪） 4.1 高速級齒輪傳動設計計算 (1) 選擇材料及確定許用應力 由教材《機械設計》表 10-7 確定以下參數(shù)： 表4-1 高速級齒輪材料及許用應力 齒輪 熱處理方式 齒面硬度 /MPa /MPa

12、小齒輪 40Cr調制 280 560 450 大齒輪 45調制 240 510 320 由表 10-1 ，取安全系數(shù)SH= 1 ，SF= 1.4 。 則許用應力為： 560 MPa 510 MPa 321.429 MPa 228.571 MPa (2) 按齒面接觸強度設計 設齒輪按 7 級精度制造，由教材《 機械設計 》表 10-7得載荷系數(shù)K= 1.4 ，由表 10-7 得齒寬系數(shù)Φd= 1 ，由表 10-6可得彈性系數(shù)ZE= 189.8 。 小齒輪傳遞的（輸入）轉矩：T1= 81016 N×mm (注意單位換算) 小

13、齒輪分度圓直徑： 61.825 mm。 齒數(shù)取z1= 24 ，z2=i1z1≈ 81，故實際傳動比i1=z2/ z1= 3.375 。 齒寬 62 mm（圓整）。 取大齒輪齒寬b2= 62 mm，為補償安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(5~10) = 67 mm。 模數(shù)m=d1t/z1= 2.538 ，按表 10-1 ，取標準模數(shù)m= 2.5 ，實際分度圓直徑 60 mm， 202.5 mm，中心距 131.25 mm。 (3) 驗算齒輪彎曲強度 由教材《 機械設計 》圖/表 10-5 ，取齒形系數(shù)YFa1= 2.65 , YFa2= 2.2

14、2 ，應力修正系數(shù)YSa1= 1.58 ，YSa2= 1.77 。 判斷： 94.834 ≦[σF1] 判斷： 92.128 ≦[σF2] 滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 1.508 m/s。 對照表 10-22 可知，選著 7 級精度是合適的。 4.2 低速級齒輪傳動設計計算 (1) 選擇材料及確定許用應力 由教材《 機械設計 》表 10-1 確定以下參數(shù)： 表4-2 低速級齒輪材料及許用應力 齒輪 熱處理方式 齒面硬度 /MPa /MPa 小齒輪 40Cr調制 280 560 450 大齒輪 45調制 240 5

15、10 320 由表 ，取安全系數(shù)SH= 1 ，SF= 1.4 。 則許用應力為： 560 MPa 510 MPa 321.428 MPa 228.571 MPa (2) 按齒面接觸強度設計 設齒輪按 7 級精度制造，由教材《 機械設計 》表 10-7 得載荷系數(shù)K= 1.3 ，由表 10-7 得齒寬系數(shù)Φd= 1 ，由表 10-6 可得彈性系數(shù)ZE= 189.8 。 小齒輪傳遞的（輸入）轉矩：T2= 261616 N×mm (注意單位換算) 小齒輪分度圓直徑： 90.444 mm。 齒數(shù)取z1= 30 ，z2=i1z

16、1≈ 73 ，故實際傳動比i1=z2/ z1= 2.433 。 齒寬 91 mm（圓整）。 取大齒輪齒寬b2= 91 mm，為補償安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(5~10) = 96 mm。 模數(shù)m=d1t/z1= 3.0148 ，按表 10-1，取標準模數(shù)m= 4 ，實際分度圓直徑 120 mm， 292 mm，中心距 206 mm。 (3) 驗算齒輪彎曲強度 由教材《 機械設計 》圖/表 10-5 ，取齒形系數(shù)YFa1= 2.52 , YFa2= 2.236 ，應力修正系數(shù)YSa1= 1.625 ，YSa2= 1.756 。 判斷： 63.7

17、69 ≦[σF1] 判斷： 60.908 ≦[σF2] 滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 0.897 m/s。 對照表 10-22 可知，選著 7 級精度是合適的。 4.3 傳動齒輪的主要參數(shù) 表4-3 傳動齒輪的主要參數(shù) 高速級 低速級 齒數(shù) z 24 81 30 73 中心距a /mm 131.25 206 模數(shù) m /mm 2.5 4 齒寬b /mm 67 62 96 91 分度圓直徑d/mm 60 202.5 120 292 齒頂高ha /mm 2.5 2.5 4 4 齒根高hf /mm

18、 3.125 3.125 5 5 齒高h /mm 5.625 5.625 9 9 齒頂圓直徑da /mm 65 207.5 128 300 齒根圓直徑df /mm 53.75 196.875 110 282 五、軸的結構設計計算 5.1 高速軸的計算（1軸） 根據(jù)表 15-1 得，高速軸材料為： 45 ，熱處理方式：調質 ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉強度計算初估。由表 15-3得常數(shù)A0= 120 24.47 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為 25.204 mm，圓

19、整后暫取d1= 26 mm。 (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 表5-1 高速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1=26 材料 d2=33 定位軸肩 d=d+(3~4)C1 d3=35 非定位軸肩 d3= d2+(1~3) d4=42 軸承安裝尺寸 軸承6207 d5=65 齒輪軸 齒頂圓直徑 齒頂圓直徑65mm d6=42 軸承安裝尺寸 d7=35 軸承 軸承6207 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下： 經驗值

20、的計算與選取： 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 20mm 箱座壁厚d= 0.025a+3=8.15mm 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1=14mm ；至凸緣邊距離C2= 12mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(5~10)= 40mm 齒輪至機體內壁的距離D2= 13mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 4mm（指導書38頁圖5-12） 表5-2 高速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說

21、明 L1=52 帶的輪轂 L1=（1.5~2）d L2=49 L2= L￠+e+L-D4-B L3=17 軸承寬 L4=117 L4=D4+D3+D2+b1-(b1+b21-b2-b22)/2 L5=67 小齒輪寬 L6=13 L6=D4+D2 L7=17 軸承寬 l1=55 L5/2+L6+L7/2 l2=159 L5/2+L4+L3/2 l3=83.5 L1/2+L3/2+L2 5.2 中間軸的計算（2軸） 根據(jù)表 15-1 得，中間軸材料為：45號鋼 ，熱處理方式：調制 ，許用彎曲應力[σ-

22、1b]= 60MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 120 36.174 mm (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 表5-3 中間軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1=40 軸承內徑 軸承6208 d2=44 非定位軸肩 d3=52 定位軸肩 d4=44 非定位軸肩 d5=40 軸承內徑 軸承6208 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下： 經驗值的計

23、算與選?。? 輪轂寬度與軸段長度之差D= 2mm（指導書38頁圖5-10） 齒輪至機體內壁的距離D2= 10mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 4mm （指導書38頁圖5-12） 表5-4中間軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=34 B+D4+D2+D B齒輪厚 L2=94 B-D L3=8 D3-（d低1-d低2）/2 L4=60 d2-D L5=34 B+D4+D2+D l1=55 L5-B/2+L4/2 l2=86 L4+L3+d

24、低1/2 l3=73 L1-B/2+ d低1/2 5.3 低速軸的計算（3軸） 根據(jù)表15-1 得，低速軸材料為：45號鋼，熱處理方式： 調制，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 120 47.797 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為49.231 mm，圓整后暫取d1= 50 mm。 (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖： 表5-5 低速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方

25、法 說明 d1=60 安裝軸承 軸承6212 d2=64 非定位軸肩 d3=74 定位軸肩 d4=69 軸承定位 d5=60 安裝軸承 d6=58 定位軸肩 軸承6212 d7=50 安裝聯(lián)軸器 聯(lián)軸器TL9 表5-6 所選用聯(lián)軸器的主要參數(shù) 型號 公稱轉矩Tn /N×m 許用轉速n /mm 軸孔直徑d /mm 軸孔長度L /mm 軸孔長度L1 /mm TL9 1000 2850 50 112 84 D D1 D2 b A 250 65 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構

26、圖如下： 經驗值的計算與選?。? 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 20mm 箱座壁厚d= 8.15mm 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 16mm；至凸緣邊距離C2= 14mm 軸承座寬度L=C1+C2+d+(5~10)= 45mm 齒輪至機體內壁的距離D2= 12mm 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10mm 軸承內側至箱體內壁的距離D4= 4mm（指導書38頁圖5-12） 表5-7 低速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=40

27、B+D4+D2+D L2=89 b低2-D L3=7 1.4倍齒肩高 L4=80 內壁間距減去已知 L5=22 軸承寬 軸承6212 L6=46 L’+e+L-D4+B L7=112 聯(lián)軸器安裝長度 l1=113 L7/2+L6+L5/2 l2=143.5 L5/2+L4+L3 l3=74.5 L1-B/2 六、軸的強度校核 6.1 高速軸校核 軸的受力分析如下圖： (1) 齒輪的受力 2700.53 N； 982.91 N (2) 水平面內軸承約束力 Ft=FH1+FH

28、2 Ftl1=FH1×(l2+l1) 解的：FHI=739.29N FH2=1961.24N (3) 豎直面內軸承約束力 Fr=Fr1+Fr2 Frl1=Fr1(l1+l2) 解得：Fr1=269.08N Fr2=713.83N (4) 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 扭矩圖 (5) 合成彎矩（考慮最不利的情況下） 帶輪的壓軸力FP在支點產生的反力 Fp×(l1+l2+l3)=F1×(l1+l2) F2=F1-Fp 解得：F1=1745.72N F2=478.71N 彎矩

29、圖 合成彎矩 155233.22 N×mm （注意單位換算） (6) 按第三強度理論校核 7.247 MPa < 滿足強度要求。 6.2 中間軸校核 軸的受力分析如下圖： (1) 齒輪的受力 大齒輪 2583.86 N； 940.45 N 小齒輪 4360.27 N； 1587.01 N (2) 水平面內軸承約束力 FH1×(l1+l2+l3)=Ft小×（l1+l2）+Ft大×l1 FH2=Ft小+Ft大-FH1 解得：FH1=3536

30、.96N FH2=3407.17N (3) 豎直面內軸承約束力 FV1×(l3+l2+l1)=Fr小(l2+l1)-Fr大×l1 FV2=Fr小-Fr大-Fv1 解得：Fv1=803.94N Fv2=-157.38N (4) 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 扭矩圖 最危險截面的合成彎矩 264783.85 N×mm （注意單位換算） (5) 按第三強度理論校核 32.431 MPa < 滿足強度要求。 6.3 低速軸校核 軸的受力分析如下圖：

31、 (1) 齒輪的受力 4133.53 N； 1504.48 N (2) 水平面內軸承約束力 FH1×（l2+l3）=Ftl3 FH2=Ft-FH1 解得：FH1=1412.61N FH2=2720.92N (3) 豎直面內軸承約束力 Fv1×(l2+l3)=Fr×l3 Fv2=Fr-Fv1 解得：Fv1=514.15N Fv2=990.33N (4) 彎矩圖和扭矩圖 水平面內彎矩圖 豎直面內彎矩圖 扭矩圖 最危險截面的合成彎矩 215719.08 N×mm （

32、注意單位換算） (5) 按第三強度理論校核 10.743 MPa < 滿足強度要求。 七、校核軸承壽命 表7-1 所選用的軸承主要參數(shù) 軸名稱 軸承代號 d / mm D / mm B /mm Cr / kN 高速軸 6207 35 72 17 25.5 中間軸 6208 40 80 18 29.5 低速軸 6212 60 110 22 47.8 軸承設計要求壽命 40320 h 7.1 高速軸 根據(jù)軸的受力情況可知，高速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 7 ，

33、 2087.107 N。 47579.1 h ＞ 滿足要求。 7.2 中間軸 根據(jù)軸的受力情況可知，中間軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 1 ， 3627.176 N。 47339.7 h ＞ 滿足要求。 7.3 低速軸 根據(jù)軸的受力情況可知，低速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 1 ， 2895.941 N。 947674.6 h ＞ 滿足要求。 八、鍵連接的選擇和計算 本設計減速器共需鍵：

34、 5 個。 表8-1 鍵的主要參數(shù) 軸名 安裝直徑 d / mm 類型 h / mm b /mm 輪轂長度 / mm 鍵長L /mm 高速軸 26 平鍵 7 8 45 中間軸 44 平鍵 8 12 80 44 平鍵 8 12 50 低速軸 64 平鍵 11 18 80 50 平鍵 9 14 100 九、箱體的設計 表9-1 鑄鐵減速器箱體的主要結構尺寸（mm） 名稱 符號 尺寸/mm 機座壁厚 d 8 機蓋壁厚 d1 8 機座凸緣厚度 b

35、12 機蓋凸緣厚度 b1 12 機座底凸緣厚度 b2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 12 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 12 連接螺栓d2的間距 l 127 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 10 df, d1, d2至外機壁距離 C1 26,22,18 df, d2至凸緣邊緣距離 C2 24,16 軸承旁凸臺半徑 R1 14 凸臺高度 h 38 外機壁與軸承座端面距離 l1 60 大齒輪端面圓與內機壁距離 D1 1

36、0 齒輪端面與內機壁距離 D2 10 機蓋，機座筋厚 m1,m 7,7 軸承端蓋外徑 D2 127,135,165 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 127,135,165 十、心得體會 作為一名理工類大三的學生，我覺得類似的課程設計十分有意義，而且是十分必要的。在已度過的大學兩年時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的課程設計就為我們提供了良好的實踐平臺。在做本次課程設計的過程中，我感觸最深的當數(shù)查閱大量的設計手冊了。為了讓自己的設計更加完善，

37、更加符合工程標準，一次次翻閱機械設計手冊是十分必要的，同時也是必不可少的。我們是在作設計，但我們是工程師，一切都要有據(jù)可依.有理可尋，不切實際的構想永遠只能是構想，永遠無法升級為設計。 ? 作為一名專業(yè)學生掌握一門或幾門制圖軟件同樣是必不可少的，由于本次課程設計要求用 auto CAD制圖，因此要想更加有效率的制圖，我們必須熟練的掌握它。 雖然過去應用過它，但在學習的過程中帶著問題去學我發(fā)現(xiàn)效率佷高，記得大一學CAD時覺得好難就是因為我們沒有把自己放在使用者的角度，單單是為了學而學，這樣效率當然不會高。邊學邊用這樣才會提高效率，這是我作本次課程設計的第二大收獲。但是由于水平有限，難免會有錯誤，還望老師批評指正。 26