機械設計課程設計_一級圓柱齒輪減速器說明書1

1、目 錄一 課題題目及主要技術參數(shù)說明1.1 課題題目 1.2 主要技術參數(shù)說明 1.3 傳動系統(tǒng)工作條件1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 二 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算2.1 減速器結構2.2 電動機選擇2.3 傳動比分配2.4 動力運動參數(shù)計算三 V帶傳動設計3.1確定計算功率3.2確定V帶型號3.3確定帶輪直徑3.4確定帶長及中心距3.5驗算包角3.6確定V帶根數(shù)Z3.7 確定粗拉力F03.8計算帶輪軸所受壓力Q四 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)4.1 齒輪材料和熱處理的選擇4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸4.2.2 齒輪彎曲強度校核4.2.

2、3 齒輪幾何尺寸的確定4.3 齒輪的結構設計五 軸的設計計算(從動軸)5.1 軸的材料和熱處理的選擇5.2 軸幾何尺寸的設計計算5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑5.2.2 軸的結構設計5.2.3 軸的強度校核六 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核6.3 聯(lián)軸器的選擇七 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附件的選擇確定 7.4箱體主要結構尺寸計算 參考文獻第一章 課題題目及主要技術參數(shù)說明1.1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪

3、減速器及V帶傳動。1.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=1.8KN，輸送帶的工作速度V=1.1 m/s，輸送機滾筒直徑D=240mm。1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸動機工作時有輕微的震動，單向運轉，雙班制工作（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為5年(每年按365天計算)，機器的工作環(huán)境清潔，機器的年產(chǎn)量為大批量。1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖第二章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算2.1 減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。2.2 電動機選擇（一）工作機的功率Pw =FV/1000=1800×1.1/1000=1.98kw（二）總

4、效率 = =0.96×0.97×0.99×0.955×0.93=0.84120.82其中，聯(lián)軸器選擇的是凸緣聯(lián)軸器，效率用表示；軸承選擇的是深溝球軸承，效率用表示；齒輪傳動選擇的是8級精度的一般齒輪傳動，效率用表示；卷筒的效率用；V帶效率用表示。（三）所需電動機功率 查機械零件設計手冊得 Ped = 3 kw電動機選用Y132S-6 n滿 = 960 r/min2.3 傳動比分配 工作機的轉速n=60×1000v/（D） =60×1000×1.0/(3.14×240) =79.58r/min 取 則 電動機選用：Y

5、132S1-6計 算 及 說 明結果2.4 動力運動參數(shù)計算（一）轉速n=960（r/min）=/=/=960/2.84=338（r/min） =/=338/4.26=79.34（r/min）=79.34（r/min） （二） 功率P （三） 轉矩T =25300(Nmm) = 279400(Nmm) = 271000(Nmm )計 算 及 說 明結果將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kW N /(r.min-1) /(Nmm) i 02.5496025300 2.840.96 12.4433868300 22.3479.342794004.260.96 32.2779.3427100010.9

6、7第三章V帶傳動設計3.1確定計算功率查表得KA=1.1，則PC=KAP=1.1×2.54=2.794KW3.2確定V帶型號按照任務書得要求，選擇普通V帶。根據(jù)PC=2.794KW及n1=960r/min，查圖確定選用A型普通V帶。3.3確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑根據(jù)圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為112140mm，選擇dd1=100mm。（2）驗算帶速v =5.03m/s5m/sv25m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2= i dd1（1-）=2.84×100×（1-0.02）=311.7mm根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=300

7、mm（4）驗算傳動比誤差理論傳動比： 3實際傳動比： i= 300/(100×(1-0.02)=3.06傳動比誤差=（3.06-2.84）/2.84=0.04=4%<5%符合要求 3.4確定帶長及中心距（1）初取中心距a0得280a0800， 根據(jù)總體布局，取ao=400 mm(2) 確定帶長Ld：根據(jù)幾何關系計算帶長得=1453.3mm根據(jù)標準手冊，取Ld =1400mm。 (3)計算實際中心距=373.75mm3.5.驗算包角=149.34°120°，包角合適。3.6.確定V帶根數(shù)ZZ 根據(jù)dd1=100mm及n1=960r/min，查表得P0=0.96

8、KW,P0=0.11KW中心距a=373.75mm包角=149.34°包角合適查表得：K=0.92KL=0.96則Z=2.96，取Z=33.7.確定粗拉力F0F0=500查表得q = 0.1/m,則F0=500=147.69N3.8.計算帶輪軸所受壓力QQ=2ZF0sin=2×3×147.69×sin=855.95N 第四章 齒輪的設計計算4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 小齒輪選用45號鋼，調質處理，HB236 大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB1904.2 齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 由機械零件設計手冊查得 ,S

9、Hlim = 1 由 PC=2.794KW選用A型普通V帶dd1=100mmv=5.03m/s,帶速合適dd2=311.7m取ao=400mm取Ld =1453.3mm中心距a=373.75mm包角=149.34包角合適計 算 及 說 明結果 按接觸疲勞強度設計（一）小齒輪的轉矩 （二） 選載荷系數(shù)K 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械設計基礎教材中表得，取K1.1（三） 計算齒數(shù)比 =4.26 取Z1 = 18， 則 Z2 = 76.68取Z2=76，則齒數(shù)比u=4.22（四） 選擇齒寬系數(shù) 根據(jù)齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查機械原理與機械零

10、件教材中表得，取1.2（五） 計算小齒輪分度圓直徑Z1= 18Z2 =76計 算 及 說 明結果76.6=76.6 = 61.17( mm)（六）計算模數(shù) m = 61.17/18 = 3.39 取標準模數(shù)3.5（七）計算齒輪的主要尺寸 中心距 齒輪寬度 取 B2 =75 (mm)B1 = B2 + (510) 取 B1 = 80（mm）=63mm=266mma=164.5mmB1=80mmB2=75mm 計 算 及 說 明結果 （八）計算圓周轉速v 4.2.2 齒輪彎曲強度校核（一） 由3.2.1中的式子知兩齒輪的許用彎曲應力 （二） 計算兩齒輪齒根的彎曲應力 由機械零件設計手冊得 =3.0

11、2 =2.25比較的值 /=0.0137 /=0.0132 計算小齒輪齒根彎曲應力為 V=1.11(m/s) 計 算 及 說 明結果 齒輪的彎曲強度足夠4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定由機械零件設計手冊得 h*a =1 c* = 0.25齒頂圓直徑 齒根圓直徑 4.3 齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑 d=55輪轂直徑 =1.6d=1.6×55=88輪轂長度 輪緣內徑 =10mn=266 3.5=262.5mm = 0.5 ( +) = 175mm = 20 mm = 20 mm 齒輪倒角n=0.5m=0.5×2=1強度足夠=

12、70mm=273mm計 算 及 說 明結果第五章 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設計手冊中的圖表查得選45號鋼，正火處理，HB217255=600MPa c =110- 1185.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑主動軸=c=118=22.15從動軸=c=118=36.46考慮鍵槽=22.15×1.03=22.81考慮鍵槽=36.46×1.03=37.55選取標準直徑=25選取標準直徑=385.2.2 軸的結構設計根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。各段分開考慮高速

13、軸（軸1）直徑設計鏈輪處 d=25油封處 由a=（0.07-0.1）d鏈輪，取a=2.5，d=30軸承處 選6207由比油封處略大，查標準值，取d=34齒輪軸 d=d齒頂=70軸肩處 d=42寬度設計鏈輪處 帶輪寬度-2，L=40-50，取b=42油封處 20mm端蓋，25mm空余，取b=45軸承處 17+甩油環(huán)15=32軸肩處 b=1.4a=1.4×2.5=3.5，取b=8齒輪處 b=b1=80低速軸（軸2）直徑設計聯(lián)軸器處 d=dmin=38油封處 a=（0.07-0.1）d，取a=3.5，d=45軸承處 選6210，寬20，取d=50齒輪處 取d=50軸肩處 a=（0.07-0

14、.1）×55，取a=4，d=63寬度設計軸承處 b=20+甩油環(huán)15=35軸肩處 取b=8齒輪處 取b=75-2=73軸承處 b=2+套筒10+甩油環(huán)15+軸承20=45（為使齒輪兩側軸承寬度對稱所以加10mm套筒）油封處 取b=45聯(lián)軸器處 b=60-2=585.2.3 軸的強度校核低速軸的強度校核（1）求軸傳動的轉矩T=279400Nmm（2）求軸上傳動件作用力圓周力 =2×279.4×1000/266=2101N徑向力 =tan=2101×tan20°=764.7N由于為直齒輪，軸向力=0 （3）確定軸的跨距 左右軸承的支反力作用點至齒輪

15、力作用點的間距皆為：70.5mm聯(lián)軸器作用點與右端軸承支反力作用點的間距為85mm（4）按當量彎矩校核軸的強度做軸的受力簡圖和彎矩圖如下所示作水平面受力圖及彎矩圖FAH=FBH=382.4NMCH= FAH×70.5=26959 Nmm作垂直面受力圖及彎矩圖FAV=FBV=1050.5NMCV= FAV×70.5=741000 Nmm作合成彎矩圖（e）作扭矩圖可知B處當量彎矩最大，對于45鋼，查表知=600MPa， =55MPa d=37.5(mm) 考慮鍵槽d=37.5mm < 55mm 則強度足夠 計 算 及 說 明結果第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的

16、選擇及校核考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承,根據(jù)軸頸值查機械零件設計手冊選擇6207和6210 各一對（GB/T276-1993）壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷軸承2 FA=2446.8N ，F(xiàn)B=7350N，取FB校驗P=FB=7350N X=1 Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6210，基本額定功負荷=35100N =1 =3=22878預期壽命為：4年，單班制L=4×365×8=11680<壽命合格。軸承1FA=1084.9N ，F(xiàn)B=1383.8N，取FB校驗P=FB=1383.8N X=1 Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6210，基本額定功

17、負荷=25700N =1 =3=316000h預期壽命為：4年，單班制L=4×365×8=11680<壽命合格。6.2 鍵的選擇計算及校核（一）低速軸從動軸外伸端d=38，考慮鍵在軸中部安裝故選鍵10×50 GB/T10962003，b=10，L=50，h=8，選45號鋼，其許用擠壓力=125150MPa=73.53MPa <則強度足夠，合格（二）低速軸與齒輪聯(lián)接處d=5mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵16×70 GB/T10962003，b=16mm，L=70mm，h=10mm，選45號鋼，其許用擠壓應力=125150MP

18、a=29.03MPa <則強度足夠，合格（三）高速軸鏈輪處，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵8×36， GB/T10962003，b=8mm，L=70mm，h=7mm，選45號鋼，其許用擠壓應力=125150MPa=43.37MPa <則強度足夠，合格從動軸承 2個計 算 及 說 明結果6.3 聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用剛性聯(lián)軸器K=1.5=KT=1.5×281.7=422.5選用GY5型剛性凸緣聯(lián)軸器，d=38，滿足條件。GY5型剛性凸緣聯(lián)軸器有關參數(shù)選用GY5型剛性凸緣聯(lián)軸器型號公稱轉矩T/(N·m)許用轉速n/（r·軸孔直徑d/mm軸孔長度L/mm外徑D/mm材料軸孔類型GY550080003560120HT200J1型第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算及裝配圖7.1 潤滑的選擇確定 7.1.1潤滑方式 1.齒輪V=1.112 m/s 軸承應采用用脂潤滑。 7.1.2潤滑油牌號及用量齒輪浸油潤滑軸承脂潤滑計 算 及 說 明結果1.齒輪潤滑選用150號機械油，最低最高油面距1020mm，需油量為1.5L左右2.軸承潤滑選用2L3型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/31/2為宜7.2密封形式