一級斜齒圓柱齒輪減速器設計

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1、目 錄 機械設計課程設計計算說明書 前言 一、課程設計任務書說明書……………………………………………… 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帶傳動的設計計算………………………………………………… 六、軸的設計計算………………………………………………………… 七、齒輪傳動的設計計算………………………………………………… 八、滾動軸承

2、的選擇及校核計算………………………………………… 九、鍵聯(lián)接的選擇………………………………………………………… 十、箱體設計……………………………………………………………… 十一、潤滑與密封………………………………………………………… 十二、設計小結(jié)…………………………………………………………… 十三、參考文獻…………………………………………………………… 課程設計任務書說明書 設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計 由設計計算公式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?。讣壘群线m。 3.校核彎曲疲勞強度 （1） 1)復合齒形因素 2)彎曲疲勞許用應力 由圖8.33得彎曲疲勞應力極

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、軸的設計計算 由《機械設計》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，許用彎曲應力[]=60MPa ，， 查《機械設計》P212表11-2,取: 軸: 軸: 1、 低速軸的設計計算 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)設計. 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩: 由表查得:, 按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查《設計手冊》, 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,此軸段應略短與輪轂寬度,故取：,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《設計手冊》p75： 由課本表12-7，取 由

23、《設計手冊》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《機械設計》表12-8，查得：, ,得:. 計算當量動載荷：, . 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《設計手冊》p75： 由課本表12-7，取 由《設計手冊》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《機械設計》表12-8，查得：, ,得:. 計算當量動載荷：, . 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計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用

27、處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設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。 1．機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術(shù)課程，它融《機械制圖》、《機械設計基礎》、《工程力學》、《機械制造》、《CAD 制圖》等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。 2．這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想;訓練綜合運用機械設計和有關(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)機械設計方面的知識等方面有重要的作用。 3．在這次的課程設計過程中,綜合運用先修課程中所學的有關(guān)知識與技能,結(jié)合各個

28、教學實踐環(huán)節(jié)進行機械課程的設計,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)品和設備的設計打下了寬廣而堅實的基礎。 4．本次設計得到了指導老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導和幫助。 5．設計中還存在不少錯誤和缺點，需要繼續(xù)努力學習和掌握有關(guān)機械設計的知識，繼續(xù)培養(yǎng)設計習慣和思維從而提高設計實踐操作能力。 十二、參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛．《機械設計》．8版．北京：高等教育出版社，2007． [2] 吳宗擇，羅圣國．《機械設計課程設計指導書》．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，《圖學基礎教程》，北京，高等教育出版社，2005 [5] 譚建榮，陸國棟《圖學應用教程》，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： 機械零件課程設計 計算說明書 設計題目：圓柱斜齒輪減速器 班 級：09機電一體化 設計者：XXX 指導教師：XXX 2011年6月27日