一級圓柱齒輪減速器設計

1、機械基礎課程設計計算說明書 設計題目：一級直齒圓柱齒輪減速器 學院: _海洋學院 班級：_食品本111 學號：_* 設計者: _ * _指導老師：_* _ 2014年05月20日目錄第1章 ：設計任務書第一章 設計說明書1.1 設計題目用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器。傳動裝置簡圖如下圖1所示 圖1題目原始數(shù)據(jù)：物理量參數(shù)運輸帶主動軸所需力矩N.m運輸帶工作速度v（m/s）卷筒直徑D/mm第8組9000.753201.2 已知條件1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35°C；2） 使用折舊期：8年；3） 檢修間隔期：四年大修一次，兩年一次

2、中修，半年一次小修；4） 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5） 運輸帶速度允許誤差：±5；6） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。1.3 設計工作量1）完成手工繪制減速器裝配圖1張（A1）（手繪）；2）編寫設計計算說明書1份。4、設計主要內(nèi)容1） 基本參數(shù)計算：傳動比、功率、扭矩、效率、電機類型等,；2） 基本機構設計：確定零件的裝配形式及方案（軸承固定方式、潤滑和密封方式等）；3） 零件設計及校核（零件受力分析、選材、基本尺寸的確定）4） 畫裝配圖（總體結構、裝配關系、明細表）；5） 寫設計說明書第二章 選擇電動機2.1選擇電動機類型 按工作要求及工作

3、條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，電壓380V，Y系列。2.2選擇電動機容量運輸帶的有效拉力：工作機功率：傳動裝置總效率：按簡明機械零件設計實用手冊第二版表1-15確定各部分效率為:閉式齒輪傳動效率為；V帶傳動效率為；一對滾動軸承（球軸承）的效率為；齒輪聯(lián)軸器效率為（暫定齒輪精度為8級）；傳動卷筒效率為代入得總傳動比：所得電動機功率:卷筒軸工作轉速：綜合考慮各種設計要求，查簡明機械零件設計實用手冊第二版表4-3可選Y系列三相異步Y132M2-6型，額定功率,均滿足電動機額定功率略大于。 Y132M2-6電動機數(shù)據(jù)和安裝尺寸額定功率/kW5.5電動機外伸直徑D/mm38滿載轉速/(r/m

4、in)960電動機外伸軸長度E/mm80起動轉矩/額定轉矩2.0電動機中心高度/H/mm1322.4傳動比分配總傳動比：取V帶傳動比（V帶傳動比），由。第三章 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1 0軸：（電動機軸）3.2 軸：（減速器高速軸）-從0軸到軸，經(jīng)過V帶傳動和1個聯(lián)軸器3.3 軸：（減速器低速軸）-從軸到軸，經(jīng)過一對聯(lián)軸器，一對齒輪傳動,一對齒輪嚙合傳動3.4 軸：(傳動卷筒軸)從軸到軸經(jīng)過一對軸承，一個聯(lián)軸器將上述計算結果列表如下：參數(shù)軸名輸入功率（kw）轉速（r/min）輸入轉矩（N m）傳動比傳動效率0軸（電動機軸）5.596054.7140.95軸（減速器高速軸）5.23

5、240208.115.360.9405軸（減速器低速軸）5.0744.781081.3510.9702軸（滾動軸）4.971059.93 第四章 V帶的設計1) 計算設計功率根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班制工作（16小時），查簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表10-22可知：，取, 即：2) 選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪帶速n1,按照簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表圖11-3，得，應選擇A型V帶。3) 確定帶輪的基準直徑并驗證帶速a) 由簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-11c查得，小帶輪基準直徑為（）根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-13，取b)

6、由，根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-14，取。c) 帶速：滿足，故帶速驗算合適。4) 確定中心距離、帶的基準長度并驗算小帶輪包角a) 中心距離： 選取。b) 帶的基準長度：查簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-2取c) 實際中心距離：d) 小帶輪包角：小帶輪包角符合要求。5) 確定帶的根數(shù)Za) 由,根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-11c查得，單根V帶基本額定功率。b) 由，和A型帶，根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）查得額定功率增量。c) 根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-8，根據(jù)，查得d) 根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-10

7、查得，e) 根數(shù),整圓為5根。6) 單根V帶的預緊力根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表11-9查得，預緊力7)計算軸壓力第五章 齒輪的設計5.1.1 齒輪材料、熱處理及精度：a) 因載荷皮革紋，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，故選用8級精度。b) 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。c) 材料：小齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為280HBS，硬齒面。大齒輪選用45號鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為250HBS，軟齒面。d) 在閉式傳動中，取小齒齒數(shù)通常為Z1=2040：取Z1 = 30，則：Z2 = i1×Z1 = 5.3

8、6×30 = 160.8 ?。篫2 = 161。5.1.2 按齒面接觸強度確定參數(shù)小齒輪傳遞的扭矩： 5.1.3選擇齒寬系數(shù)d 根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表10-21查得齒寬系數(shù)，取。5.1.4 確定載荷系數(shù)K根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表10-22，查得，由于齒輪對稱布置，所以取K=1.1。5.1.5 接觸疲勞極限， 5.1.6 應力循環(huán)次數(shù):一年按365天計算，一天兩班制16小時，故所以 5.1.7接觸疲勞強度壽命系數(shù):,;最小安全因素：SHlim=1則接觸疲勞許用力為: 計算式時取最小值，H=580MPa小帶輪直徑：圓周速度：，故該齒輪選用8級精度。14.

9、模數(shù)標準模數(shù)應大于或等于計算出的模數(shù)選取標準模數(shù)m=3mm15.分度圓直徑d 16.中心距 17.齒輪密度b大齒輪 小齒輪 取18.其他尺寸計算（正常齒輪 ）齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 19 齒根校核齒根彎曲疲勞強度校核公式齒形系數(shù) 圖10-2 彎曲疲勞極限應力 （圖10-4）彎曲疲勞壽命系數(shù) 彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)彎曲疲勞許用應力 齒輪彎曲疲勞強度校核因此齒輪齒根的抗彎強度是安全的。 第六章 軸系結構設計 6.1.1 高速軸的軸系結構設計(一) 高速軸的設計1) 軸的材料和熱處理選擇45號鋼（調(diào)制），查表得其許用彎曲應力，取。2) 初步計算軸的直徑由之前的計算可知：，則

10、考慮到有一個鍵槽，該軸徑應加大5%，即，取 。3) 軸的結構設計高速軸初步確定用齒輪軸，即將齒輪與軸制為一體，根據(jù)軸上零件的安裝和固定要求，初步將軸的結構設定為7個軸段。1段：該段是小齒輪的左軸端與帶輪連接，該軸段直徑為35mm，查機械設計基礎課程設計指導書表10-12得軸 L1=80mm2段：參考機械設計基礎課程設計表5-1，取軸肩高度h=1.5mm，則d2=d1+2h=38mm,此軸段一部分用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：此段軸承，去軸肩高h=1mm，則d3=d2+2h=40mm，軸承代號G308，內(nèi)徑帶d=40，外徑D=80寬度B=18.為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小，取L

11、3=16mm。4段與6段：為了使齒輪軸承不發(fā)生相互沖撞以及加工方便，齒輪與軸承之間要有一定距離，取軸肩h=2mm，則d4=d6=d3+2h=44mm。長度取8mm，及L4=L6=8mm。5段：此段為齒輪軸段。由于齒輪分度圓直徑d1=90mm,即d5=90mm，小齒輪寬度b=108，則L5=108。7段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d7=40mm，L7=16mm，兩軸承跨度L=16+82+90=122。4) 高速軸軸段示意圖 圖16.1.2 軸的受力分析及計算軸的受力模型簡化及受力計算5) 按彎矩復合強度計算圓周力：徑向力：軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂

12、直面彎矩：截面C在水平面彎矩： 截面C的合成彎矩：轉矩產(chǎn)生的扭剪力按循環(huán)變化，取。由可計算截面C處的當量彎矩：校核危險截面C的強度：所以軸強度足夠。低速軸的設計1) 選擇軸的材料和熱處理采用45號鋼（調(diào)制），查表得其許用彎曲應力，取A=106。2) 初步計算軸的直徑由之前的計算可知，則有軸直徑：考慮到有一個鍵槽，此段軸徑應加大5%，即，取。3) 軸的結構設計根據(jù)軸上零件的安裝和固定要求，并考慮配合高速軸的結構，初步將軸的結構設定為6個軸段。1段：該段裝聯(lián)軸器。裝聯(lián)軸器處選用最小直徑，根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表7-9，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器，其軸孔直徑為，軸孔長度,根據(jù)聯(lián)軸器的軸孔長

13、度，去軸伸段長度。2段：參考機械設計基礎課程設計表5-1，取軸肩高度h=2.5mm，則d2=d1+2h=60mm,此軸段一部分用于裝軸承蓋，一部分伸出箱體外。3段：此段裝軸承與套筒。取軸肩高h=2.5mm，則d3=d2+2h=65mm。根據(jù)簡明機械零件設計實用手冊（第二版）表8-8.選用深溝球軸承。軸承代號6213，內(nèi)徑d=65mm，外徑D=120mm,寬度B=23mm。為了起固定作用，此段的寬度比軸承寬度小。取套筒長度為10mm，則此段長。4段：此段裝齒輪，取軸肩h=2.5mm，則d4=d3+2h=70mm。因為大齒輪的寬度b=108mm,則。5段：取軸肩高h=2.5mm，則，長度與右面的套

14、筒相同，即。6段：此段裝軸承，選用的軸承與右邊的軸承一致，即d6=65mm，L7=22mm，兩軸承跨度L=22+102+106=148mm。4) 低速軸的軸段示意簡圖5) 按彎矩復合強度計算圓周力：徑向力：軸承支反力： 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩：截面C在水平面彎矩： 轉矩產(chǎn)生的扭剪力按循環(huán)變化，取。由可計算截面C處的當量彎矩：校核危險截面C的強度：故軸的強度足夠。圖3三、軸承的壽命校核鑒于調(diào)整間隙的方便,軸承均采用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.校核步驟及計算結果見下表:表7 軸承壽命校核步驟及計算結果計算步驟及內(nèi)容計算結果6208軸承A端B端由手冊查出Cr

15、、C0r及e值Cr=13.2kNC0r=8.30kNe=0.68Fs=eFrFsA=239.42 FsB=658.40計算比值Fa/FrFaA /FrA>e FaB /FrB< e確定X、Y值XA= 1,YA = 0, XB =1 YB=0查載荷系數(shù)fP1.2（機械設計基礎P279）計算當量載荷P=Fp(XFr+YFa)PA=573.468 PB=573.468計算軸承壽命9425.45h小于12480h 由計算結果可見軸承6208合格.6.2.1 低速軸的軸系結構設計一、 軸的結構尺寸設計根據(jù)結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段,其中第5段為齒輪,圖6考慮到低速

16、軸的載荷較大，材料選用優(yōu)質(zhì)碳素鋼45,熱處理調(diào)質(zhì)處理,查機械設計基礎P245（14-2得）高速軸材料的扭切應力所以,有該軸的最小軸徑為: 考慮到該段開鍵槽的影響,軸徑增大6%,于是有: 標準化取mm其他各段軸徑、長度的設計計算依據(jù)和過程見下表:表10 低速軸結構尺寸設計階梯軸段設計計算依據(jù)和過程計算結果第1段(由聯(lián)軸器寬度尺寸確定)=11260112第2段(由唇形密封圈尺寸確定)6582.5第3段由軸承尺寸確定(軸承預選6014 )7024第4段6522.5第5段8050第6段 6522.5第7段70246.2.2 軸的受力分析及計算軸的受力模型簡化(見圖7)及受力計算圖7L1=47 L2=1

17、45.5 由中間軸的受力分析知： 三、軸承的壽命校核鑒于調(diào)整間隙的方便,軸承均采用正裝.預設軸承壽命為3年即12480h.校核步驟及計算結果見下表:表11 軸承壽命校核步驟及計算結果計算步驟及內(nèi)容計算結果6014A端B端由手冊查出Cr、C0r及e、Y值Cr=40.2kNC0r=33.2kNe=0.68計算比值Fa/FrFaA /FrA<e FaB /FrB> e確定X、Y值XA=1 YA =0 查載荷系數(shù)fP1.2計算當量載荷P=Fp(XFr+YFa)PA=6543.372 PB=2113.668計算軸承壽命11580小于12480h由計算結果可見軸承6014合格。減速軸的參數(shù)表：

18、高速軸直徑（mm）長度（mm）130？235183402044555550206452074018 低速軸直徑（mm）長度（mm）160142270403752448222.55905068222.5775246.3.1、低速軸的聯(lián)軸器：查機械設計P186表6-7可取KA=1.01.0×995.46=995.46N.m查機械設計課程設計P141(14-4)表，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:LT9(鋼性)其許用轉矩n=1000N.m,許用最大轉速為2850r/min, 軸徑為6071之間,由估算可選兩邊的軸徑為60mm.聯(lián)軸器合用.6.4.1各軸鍵、鍵槽的選擇及其校核因減速器中的鍵聯(lián)結均為靜聯(lián)

19、結,因此只需進行擠壓應力的校核.一、 高速級鍵的選擇及校核:（1）、輪180轂處鍵:按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長選 鍵B6X6,鍵長35,GB/T1096，聯(lián)結處的材料分別為: 45鋼(鍵) 、40Cr(軸)，此時, 鍵聯(lián)結合格.6.5.1 低速級及鍵的選擇及校核(1)聯(lián)軸器處鍵: 按照聯(lián)軸器處的軸徑及軸長選 鍵16X10,鍵長100,GB/T1096，聯(lián)結處的材料分別為: 45鋼 (聯(lián)軸器) 、45鋼(鍵) 、45(軸)、其中鍵的強度最低,因此按其許用應力進行校核,查手冊其該鍵聯(lián)結合格.第七章減速器箱體及其附件的設計7.1箱體結構設計根據(jù)箱體的支撐強度和鑄造、加工工藝要求及其內(nèi)部傳動零件、外部附

20、件的空間位置確定二級齒輪減速器箱體的相關尺寸如下：（表中a=231)表12 箱體結構尺寸名稱符號設計依據(jù)設計結果箱座壁厚0.025a+3=8.99考慮鑄造工藝，所有壁厚都不應小于8箱蓋壁厚10.02a+388箱座凸緣厚度b1.513.5箱蓋凸緣厚度b11.5112箱座底凸緣厚度b22.522.25地腳螺栓直徑df0.036a+1224地腳螺栓數(shù)目na250時，n=44軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d10.75df20箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑d 2(0.50.6)df16軸承端蓋螺釘直徑和數(shù)目d3，n(0.40.5)df,n12,4窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df10定位銷直徑d(0.70.8) d

21、216、至外箱壁距離342622、至凸緣邊緣距離2420軸承旁凸臺半徑R1c216凸臺高度h根據(jù)位置及軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準34外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+ (58)58大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離11.210齒輪端面與內(nèi)壁距離210箱蓋、箱座肋厚m1 、 mm10.851 =7.65 m0.85=6.88軸承端蓋凸緣厚度t(11.2) d316軸承端蓋外徑D2D+(55.5) d396106141軸承旁聯(lián)接螺栓距離96106141螺栓扳手空間與凸緣厚度安裝螺栓直徑dxM8M10M12M16M20M24至外箱壁距離c1min131618222634至凸緣邊距離c2min11141

22、6202028沉頭座直徑Dmin202426324048表13 減速器零件的位置尺寸代號名稱薦用值代號名稱薦用值1大齒輪頂圓距內(nèi)壁距離107箱底至箱底內(nèi)壁得距離202齒輪端面與內(nèi)壁距離10H減速器得中心高2253軸承端面與內(nèi)壁距離5L1箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面得距離594旋轉零件間軸向距離15e軸承端蓋凸緣的厚度75齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁得距離106大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離50參 考 文 獻1 楊可楨 程光藴 李仲生主編 機械設計基礎 （第五版）2 向敬忠 宋欣 崔思海等編著 機械設計課程設計圖冊3 張鋒 古樂主編 機械設計課程設計手冊 哈爾濱工業(yè)大學4周開勤主編 機械零件手冊（第五版）5 薛慎行 孫淑敏主編 機械設計課程設計引導 機械工