機械設(shè)計課程設(shè)計說明書一級圓柱齒輪減速器

1、課程設(shè)計說明書一級圓柱齒輪減速器 學院：航空制造學院班級：070311學號：姓名：指導老師： 目錄一、設(shè)計題目3二、傳動裝置總體設(shè)計31、選擇電動機.32、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比4三、傳動零件的設(shè)計計算61、v帶傳動的設(shè)計計算62、斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算8四、潤滑方式及潤滑油的選擇13五、輸出軸的設(shè)計計算及強度校核14六、滾動軸承的選擇及壽命計算191、軸承型號選擇192 計算軸承19七、鍵的強度及校核20八、聯(lián)軸器的選擇20九、設(shè)計小結(jié)21一、設(shè)計題目設(shè)計帶式輸送機的傳動裝置，傳動裝置的運動簡圖如圖所示。原始數(shù)據(jù)如下：工作條件： 工作年限：10年 工作班制：3班 載荷性質(zhì)：載荷

2、變動微小 運輸帶速度允許誤差：4%技術(shù)數(shù)據(jù)： 輸送帶速度v：2.4m/s 滾筒直徑d： 350mm 電機功率：0.55kw 注：一級為普通v帶傳動；二級為斜齒圓柱齒輪傳動。二、傳動裝置總體設(shè)計1、選擇電動機11電動機的類型和結(jié)構(gòu)形式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的y系列籠型三相異步電動機。1.2 工作機所需功率 傳動裝置的總效率：=按設(shè)計給定的數(shù)據(jù)確定各部分的效率為：v帶傳動效率：=0.96 滾動軸承（每對）效率：=0.98 圓柱齒輪傳動效率：=0.97彈性聯(lián)軸器效率為：=0.99 滾筒軸華東軸承效率為：=0.96則：工作機所需功率kw1.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速輸送機滾筒的轉(zhuǎn)速為：通常，v

3、帶傳動常用傳動比范圍為2-4，單級圓柱齒輪傳動比范圍為3-5，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為：符合這一同步轉(zhuǎn)速的范圍有1000r/min、1500r/min。若選用1000r/min1500r/min從其重量、價格以及傳動比等考慮，選用y132m-4型。電動機主要性能參數(shù)、尺寸見下表：型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速啟動轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩軸徑y(tǒng)801-40.55kw1050r/min2.22.238mm二、計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比2.1 傳動裝置的總傳動比由前面計算得到輸送機滾筒的轉(zhuǎn)速為：=54.5r/min則總傳動比為： 2.2 分配各級傳動比根據(jù)查參考文獻【1】表2-3推薦的傳動比

4、的范圍，選取v帶傳動的傳動比為，則一級圓柱齒輪減速器的傳動比為：2.3 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)0軸-電動機軸： 1軸-高速軸： 2軸-低速軸： 3軸-滾筒軸： 將計算的運動參數(shù)和動力參數(shù)列于表中：軸名參數(shù)0軸1軸2軸3軸轉(zhuǎn)速（r/min）105035087.587.5輸入功率（kw）0.550.5280.50.47輸入轉(zhuǎn)矩（nm）514.454.5751.86傳動比34效率0.960.980.970.980.96三、傳動零件的設(shè)計計算1、v帶傳動的設(shè)計計算已知：電動機功率p=0.55kw 主動輪轉(zhuǎn)速=1050r/min 傳動比i=3 3班工作制 傳動比誤差4% 載荷變動微小3.1.1

5、 確定計算功率。由表8-7查得工作情況系數(shù)ka=1.3，故3.1.2 選擇v帶的帶型。根據(jù)、的值由查參考文獻【2】圖8-11可知選用a型。3.1.3 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速v。1) 初選小帶輪的基準直徑。由查參考文獻【2】表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑2） 驗算帶速v。按查參考文獻【2】式（8-13）驗算帶的速度。因為，故帶速合適。3) 計算大帶輪的基準直徑。根據(jù)查參考文獻【2】式（8-15a），計算大帶輪的基準直徑。，取查查參考文獻【2】表8-84）實際傳動比為：傳動比誤差： 滿足設(shè)計要求3.1.4 確定v帶的中心距a和基準長度。1）根據(jù)式查參考文獻【2】（8-20）初定中心

6、距 取。2）由查參考文獻【2】式（8-22）計算帶所需的基準長度。 由查參考文獻【2】表8-2選帶的基準長度。按查參考文獻【2】式（8-23）計算實際中心距a 3.1.5驗算小帶輪上的包角。因此，滿足要求。3.1.6 確定帶的根數(shù)z。 1）計算單根v帶的額定功率由和，查查參考文獻【2】表8-4a得 。根據(jù)a型帶，查查參考文獻【2】表8-4b得 查參考文獻【2】表8-5得，表8-2得，于是 =1.977kw 2) 計算v帶的根數(shù)z 所以v帶的根數(shù)。3.1.7 確定單根v帶的初拉力的最小值。 由查參考文獻【2】表8-3得，a帶的單位長度質(zhì)量 所以應(yīng)該是帶的實際初拉力大于174.91n。3.1.8

7、確定壓軸力。 3.1.9 v帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由電動機軸徑d=38mm，小帶輪直徑125mm，大帶輪直徑315mm故小帶輪選腹板式，大帶輪選孔板式2、斜齒圓柱齒輪設(shè)計計算3.2.1 選擇齒輪材料、熱處理及精度等級 1）按要求選擇斜齒圓柱齒輪傳動 2）運輸機速度不高，所以選用7級精度 3）查查參考文獻【2】表10-1小齒輪45cr鋼調(diào)質(zhì)，齒面平均硬度取hbs280；大齒輪ht300，齒面平均硬度取hbs240。 4）選擇小齒輪的齒數(shù) 大齒輪的齒數(shù) 3.2.2 按齒面接觸強度設(shè)計 （以下公式 查圖表均參考參考文獻【2】） 按式10-21計算（1）確定公式內(nèi)各個計算數(shù)據(jù)值 試選由圖10-30選區(qū)區(qū)域系數(shù)

8、=2.37由圖10-26查得=0.765 =0.875則=+=1.64計算小齒輪傳遞的扭矩 由表10-7選取齒寬系數(shù)由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)由圖10-21d按齒面系數(shù)查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1% 安全系數(shù)s=1 由10-12得（2）具體計算試算小齒輪分度圓直徑 把上述數(shù)據(jù)帶入公式得=53.78. mm計算圓周速度 v 計算齒寬b及模數(shù)取=2mm 計算縱向重合度計算載荷系數(shù)k查表10-2知 根據(jù)v=1.61m/s 7級精度 由圖10-8查得 動載荷系數(shù)由表1

9、0-4查得 （注：以下不能直接查得的數(shù)據(jù)均為插入法計算出來） 由圖10-13 查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù)=2.08按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 由10-10a得計算模數(shù)3.2.3 按齒根彎曲強度設(shè)計由10-17 （1）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)kk= =2.08根據(jù)縱向重合度=3.24從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) 算當量齒數(shù) =34.44 =137.76由表10-15查得 齒形系數(shù)=2.46，=2.15，表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)=1.64，=1.82計算彎曲疲勞許用應(yīng)力由圖10-20c 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 取

10、彎曲疲勞安全系數(shù) s=1.4由10-12得 3.2.4 齒輪幾何尺寸的計算計算中心距a a=134.45,圓整得a=150mm 按修改后中心距修正螺旋角=因為值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正算大、小齒輪的分度圓直徑=60mm=240mm計算齒輪寬度 齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號計算公式及其結(jié)果端面模數(shù)2.12螺旋角=21.04分度圓直徑=60mm =240mm齒頂高=2mm齒根高=1.25=2.5mm全齒高hh=+=4.5mm頂隙cc=-=0.5mm齒頂圓直徑=+2=64mm=+2=244mm中心距aa=150mm齒根圓直徑=-2=56mm=-2=236mm大齒輪由于其齒頂圓直徑大于160mm小于50

11、0mm 故選擇腹板式結(jié)構(gòu)小齒輪由于其齒頂圓直徑小于160mm 故選擇實心式結(jié)構(gòu)四、潤滑方式及潤滑油的選擇齒輪：浸油潤滑軸承：齒輪軸上軸承采用脂潤滑，輸出軸上軸承采用油潤滑。五、輸出軸的設(shè)計計算及強度校核 5.1.1 輸出軸材料選擇（以下查表等均參考文獻【2】）查表15-1選擇45號鋼，調(diào)質(zhì)處理， 217-255hbs。5.1.2 初步確定軸的最小直徑 初步估算1軸的最小直徑，取最小直徑30mm2軸的最小直徑 ，取最小直徑45mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩：查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故取

12、查標準gb/t 5041-2003，選用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630n.m，半聯(lián)軸器的孔徑，半聯(lián)軸器長度，5.1.3 軸上零件的裝配方案裝配方案如下圖所示5.1.4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，l1軸段右端需制出一軸肩，故取l2段的直徑。 初步選擇2軸滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求，并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30210，其尺寸為，故，而l7=25mm。右端軸承采用軸肩進行軸向定位。因此取取安裝齒輪處的軸端的直徑，齒輪的左端與左軸承之間采用

13、軸套定位。已知齒輪輪轂的寬度為55mm，為了使套筒的額端面可靠的壓緊齒輪，吃軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l4=54mm。齒輪的右端采用軸肩定位，則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度l5=6mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取l2=50mm為了便于裝配調(diào)整等取齒輪距箱體內(nèi)壁值距離為30mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=10mm，已知滾動軸承寬度t=21.75mm。取l3=48mm，l6=24mm。至此，以基本確定軸的隔斷直徑和長度5.1.5 軸上零件的軸向定位5.1.6 由查表6-1 采用a連接鍵mm由查表6-1采用a連接鍵mm5.1.6 確定軸上

14、圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處圓角半徑參見零件圖。5.1.7 求軸上載荷，按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 求輸出軸上作用在齒輪上的力已知 =5.30kw =143.24r/min =353.68nm =240mm =21.04 =所以=2/=2947n=tan=1134n=tan/cos=1149n 支撐反力的作用位置以及受力分析 水平方向受力分析及其剪力彎矩分析水平受力如圖由 所以 豎直方向受力分析及其剪力彎矩分析由 所以 因為 所以左右 合彎矩的計算左合左右合右 危險截面當量彎矩按脈動應(yīng)力考慮c點左邊 c點右邊 按脈動應(yīng)力考慮上述 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度抗彎截面系數(shù) 軸的計算應(yīng)力 前

15、面選擇的軸的材料為45號鋼調(diào)制處理，由查參考文獻【2】表15-1查得 因為 所以軸的強度合格，軸在滿載工作時安全可靠。六、滾動軸承的選擇及壽命計算6.1 根據(jù)條件，軸承預計壽命 =10*365*24=87600h 6.2 軸承型號選擇輸入軸的軸承選用30207型圓錐滾子軸承 額定動載=51.5kn輸出軸的軸承選用30210型圓錐滾子軸承 額定動載=72.2kn6.3 計算輸出軸承由課程設(shè)計表11-7查得e=0.42由機械設(shè)計表13-5和課程設(shè)計表11-7知 當/ e時，x=0.4,y =1.4 當/ e時，x=1,y=0 所得徑向力= =2070n =5518n =+ =2044n= = 54

16、40n/ =2044/2070=0.986e 得x=0.4,y=1.6 / =5440/5518=0.986e 得x=0.4,y=1.4計算當量動載荷由機械設(shè)計表13-6查得載荷變動小，取=1=x +y =0.4*1391.6+1.6*734.34= 4.918=x +y =11.788計算軸承的基本額定壽命 選取p= =11.788 已知 72.2kn =10/3所以明顯遠遠超過預計壽命年限，因此軸承合格七、鍵的強度及校核7.1.1 鍵的選擇軸徑(mm)鍵寬鍵高(mm)鍵長（mm）高速軸308750低速軸45149100521610507.1.2 輸出軸上鍵的校核由前面知道八、聯(lián)軸器的選擇計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩：查參考文獻【2】表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化較小，故取 查標準gb/t 5041-2003，選用hl3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630n.m，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度。九、設(shè)計小結(jié) 經(jīng)過兩個禮拜的課程設(shè)計，總的有兩個感覺：一、學習要系統(tǒng)化，要能學有所用，所以覺得弄課程設(shè)計很有必要。二、我們所知道的、所需要學的還有太多。 課程設(shè)計使我們所學的從新復習了一遍，并時使其系