畢業(yè)論文設計單級圓柱齒輪減速器設計

1、 機 械 設 計 課 程 設 計 單級圓柱齒輪減速器設計 計 算 說 明 書 學院 專業(yè)設計者 指導教師 年 月 日 （ ）目 錄機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定. 1二、電動機的選擇 .1三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比. .2四、傳動裝置的運動和動力設計 .2五、普通V帶的設計. .3六、齒輪的設計.6七、軸的設計.10八、鍵連接的設計16九、聯(lián)軸器的設計16十、潤滑和密封的設計17十一、箱體的各結構設計說明17十二、設計小結.18計算項目計 算 及 說 明計 算 結 果設計題目原始數(shù)據(jù)方案初擬設計簡圖電動機選用傳動比各軸轉速計算各軸功率計算各軸轉矩計算V帶設計工作載荷

2、計算選擇V帶確定帶輪直徑中心距計算計算帶的基準長度確定帶根數(shù)計算帶拉力計算壓軸力帶輪結構設計齒輪設計齒數(shù)確定強度校核計算小齒輪分度圓直徑圓周速度計算載荷系數(shù)模數(shù)計算分度圓直徑計算齒寬設計中心距確定齒根彎曲疲勞強度校核查表查相關系數(shù)校核計算結構設計齒輪軸的設計軸的基本直徑各段軸長度和直徑的確定鍵的設計軸的受力分析低速軸的設計軸基本直徑的確定確定軸各段直徑和長度鍵的設計一、傳動方案擬定、工作條件：工作條件：連續(xù)工作，單向運載，載荷變化不大，空載啟動。單極減速機小批量生產，使用期限八年，每日兩班制工作。、原始數(shù)據(jù)： 傳送帶主動軸所需扭矩T=900N.m；帶速V=1.5m/s；鼓輪直徑D=320mm；

3、3、方案擬定： 采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便，故選V帶。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：根據(jù)已知條件，工作機的效率為：w=滾×=0.97×0.97=0.94工作機

4、功率：=/9550w=9550Dw =1.5×900×609550×0.32×0.94 =8.98 （KW）電動機的輸出為：總=V帶.滾.滾.齒.聯(lián) =8.980.96×0.98×0.98×0.97×0.98=10.25KW根據(jù)機械設計手冊附表K取電動機功率p=11KW3、確定電動機的轉速及傳動比由=nD/60×1000m/s 可得滾筒轉速：60×1000·/（·D） =(60×1000×1.5)/（320）=89.52 r/min根據(jù)（P13）表3.2推

5、薦傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=24。取帶傳動比 =35 。則總傳動比理論范圍為：620。故電動機轉速的可選范圍 =×=(620)89.52=537.121790.4r/min則符合這一范圍的同步轉速有：1000和1500 r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉速(r/min)同步轉速滿載轉速1Y160L-61110009702Y160M-411150014603Y180L-811750730綜合考慮電動機和傳動裝置選Y160L-6三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：1.由選定的電動機滿載轉速

6、和工作機主動軸轉速可得傳動裝置總傳動比為： = / =970/89.52=10.84且總傳動比等于各傳動比的乘積。分配傳動裝置傳動比：= × 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)（P13）表3.2，取=3（普通V帶 i=24）因為：×所以： / 10.84/3=3.6四、傳動裝置的運動和動力設計將傳動裝置各軸由電動機卷筒依次定為0軸，1軸，.以及,，.為相鄰兩軸間的傳動比，.為相鄰兩軸的傳動效率，.為各軸的輸入功率 （KW），.為各軸的輸入轉矩 （N·m）,.為各軸的輸入轉速 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及

7、動力參數(shù)的計算（1） 計算各軸的轉速：0軸 =970（r/min） 1軸：=/ i=970/3=323.33 （r/min）2軸：= / i=323.33/3.6=89.81 r/min 卷筒軸：= =89.81 r/min（2）計算各軸的功率：1軸： =× =Pd×=10.25×0.96=9.84（KW）2軸： = ×12=×× =9.84×0.97×0.98=9.35（KW）卷筒軸： = ·= ·· =9.35×0.98×0.98=8.98（KW）（3）計算各軸

8、的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為： =9550·/=9550×10.25/970=100.91N·m1軸： = 9550·/= 9550×9.84/323.33=290.64 N·m 2軸： =9550·/=9550×9.35/89.81=994.24N·m卷筒：= 9550·/=9550×8.98/89.81=955N·m綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率P （KW）轉矩T （N·m）轉速nr/min傳動比 i效率電動機軸10.25100.9197030.96軸9.8

9、4290.64323.333.60.951軸9.35994.2489.811.000.960卷筒軸8.9895589.81 （4）計算各軸的輸出功率： 由于12軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故: =×軸承=9.84×0.98=9.64 Kw =×軸承=9.35×0.98=9.16Kw 計算各軸的輸出轉矩: 由于12軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率,則：=×軸承=290.64×0.98=284.827N·m =×軸承=994.24×0.98=974.355N·m五、 V帶的設計1確

10、定輸送機計算功率 此為帶式輸送機且載荷變動小，所以由課本（P156）表8-7查得工況系數(shù)=1.1=1.111=12.1Kw2選取V帶型號根據(jù)=12.1Kw，=970（r/min）參考圖（課本P157）8-11選帶選擇B型V帶=140mm。3確定帶輪直徑 , 1) 選小帶輪直徑參考圖(課本P152）表8-4a選取=140mm2) 驗算帶速=7.11m/s 滿足要求3) 確定從動輪基準直徑=3140=420mm取標準值（P157）表8-8 =400mm4) 計算實際傳動比=2.85715) 驗算傳動比相對誤差理論傳動比=3傳動比相對誤差 =4.76%<5% 合格4定中心距和基準帶長1) 初定

11、中心距0.7（）2（）帶入數(shù)據(jù)得：3781080所以初定中心距a=650mm2) 計算帶的基準長度 2+（）+=1326mm取表8-2（課本P146）標準值=1400mm3) 計算中心距 650+=613mm4) 確定中心距調整范圍=a+0.03=613+0.031400=655mm=a+0.015=613-0.0151400=592mm5) 驗算包角=-= -=>6.確定V帶根數(shù)1) 確定額定功率 由及查表(課本)8-4a用插值法求得=2.111(kw)2) 確定各修正系數(shù) 功率增量查表（課本p153）8-4b得=0.306(kw)包角系數(shù)查表（課本p155）8-5得=0.93長度系數(shù)

12、查表（課本p146）8-2得=0.903) 確定V帶根數(shù) =5.98選擇6根B型V帶7確定單根V帶出拉力查表(課本p149)8-3得單位長度質量=0.18 =248.51N8計算壓軸力 =sin（/2） =2×6×248.51×sin(156/2)=2916.81N9帶輪結構設計 小帶輪=140mm采用腹板式結構 大帶輪=400mm采用腹板式結構 計算帶輪輪寬B查表(課本p161)8-10 B=（）+2 =（6-1）19+211.5=118mm 六、齒輪的設計 1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 類型選擇：根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動2) 精度選擇 輸

13、送機為普通減速器，輸送機為一般工作機，速度不高，查表（課本P210）表10-8取8級精度3) 材料選擇根據(jù)（課本P145）表10-1 由表5.6選擇小齒輪材料為40Cr調質處理齒面硬度大齒輪材料為45鋼調質處理齒面硬度為兩輪齒面硬度差為40，在2550之間，故合格。4) 初選齒數(shù) 小齒輪齒數(shù)25 大齒輪齒=253.6=90實際傳動比為90/25=3.62按齒面接觸疲勞強度設計1) 確定設計公式中各參數(shù)初選載荷系數(shù)=1.32) 小齒輪傳遞的轉矩 = 9550·/= 9550×9.84/323.33=290.64N·m 3）選取齒寬系數(shù)查表10-7（課本P205） =

14、14）彈性系數(shù)查表5.11（課本P201） =189.8MPa5）小、大齒輪的接觸疲勞極限、根據(jù)（課本P209）圖10-21 =650Mpa =540Mpa6）應力循環(huán)次數(shù) =60=60323.331（283008）=7.4 =/u=7.4/3.6=2.17）接觸壽命系數(shù)、查圖10-19（P207）=0.98 =0.998）計算許用應力 取失效率為1%查表5.10（P161）取安全系數(shù)S=1 =637MPa =534.6MPa9） 計算端面重合度（P160）= = =1.7210） 計算重合度系數(shù) =0.872設計計算1) 試算小齒輪分度圓直徑取=534.6Mpa =2.59（節(jié)點區(qū)域系數(shù)）=

15、2.32=91.25mm2) 計算圓周速度 =1.5453） 計算齒寬b b=191.25=91.25mm 4）計算齒寬與齒高之比 模數(shù)=3.65 mm 齒高h=2.25=2.253.65=8.21mm =11.113) 計算載荷系數(shù)K 查表10-2（課本P193）得使用系數(shù).00根據(jù)=1.545 8級精度查圖10-8（課本P194）得動載系數(shù)=1.10.直齒輪：=1由表10-4課本（p196）用插值法查的8級精度，小齒輪相對支承對稱分布時，=1.358K=1.001.51511.358=2.0574) 按照實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑 =91.25=106.33mm3主要幾何尺寸計算1)

16、 計算模數(shù)mm=4.25取m=42) 計算分度圓直徑、 =m=4=100mm =4=230mm3) 齒寬b b=mm 4）中心距a=m（）/2=4=230mm5)齒高hh=2.25m=2.25=9mm4校核齒根彎曲疲勞強度 1) 確定驗算公式中各參數(shù) 小大齒輪的彎曲疲勞強度極限、查圖10-20（c）（課本P208） =450Mpa=375Mpa彎曲壽命系數(shù)、查圖10-18（課本P206） =0.91 =0.92 尺寸系數(shù) 查圖5.25（P162）計算許用彎曲應力、取失效率為1 %，取最小安全系數(shù)有式子所以有=327.6Mpa =276MPa重合度系數(shù)=0.25+0.25+=0.686齒形系數(shù)，

17、查表10-5（課本P200）=2.62=2.20應力修正系數(shù)，查表10-5（課本P200）=1.59=1.782) 校核計算 =85.42Mpa<=85.42=80.30MPa<彎曲強度滿足要求5靜強度校核傳動平穩(wěn)，無嚴重過載，載荷變動小，不需靜強度校核6結構設計大齒輪采用孔板式小齒輪與軸制成齒輪軸7.結構尺寸及相關參數(shù)名稱代號小齒輪大齒輪 a20°20° m44 z2590 b10095 44 55 h99 108368 90350 93.97338.29 S6.286.28 d100360 a 230七、軸的設計1齒輪軸設計1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪

18、齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵1估算軸的基本直徑此軸為齒輪軸故應該同齒輪選用同種材料用40Cr，調質處理，估計軸直徑d由表15-1（課本P362）查得查表15-3（課本P370）取=112，由公式112=34.97mm所求d應為受扭部分的最細處，即裝帶輪處的軸徑，該處有一鍵槽，故軸徑應增大3%即d=1.0336.02mm取標準值d=35mm2確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加3%，根據(jù)上述基本直徑的確定選取 =35mm 帶輪的寬度 B=（）+2=（6-1）19+211.5=118mm 為保證軸端擋圈能壓緊帶輪，此段

19、長度應略小于帶輪的寬度，故取第一段長度L=115mm右起第二段為帶輪的軸肩，第二段直徑比第一段略大，取=40mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，由減速器及軸承蓋的結構設計，取軸承蓋的總寬度為20mm，則取第二段的長度=50mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6210型軸承，其尺寸為d×D×B=50×90×20，兩端軸承一致，那么該段的直徑為=50mm，為方便定位及拆卸，取長度為=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的

20、內圈外徑，取=55mm，該段長度直接反應齒輪端面到內壁的距離，取20，另外考慮鑄造誤差留取5mm，則該段長度取= 25mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為108mm，分度圓直徑為100mm，齒輪的寬度為100mm，則，此段的直徑為=108mm，長度為=100mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，為保證結構的對中行，該段應與第四段取值相同，取=55mm， 長度取= 25mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，兩軸承一致，取軸徑為=50mm，長度=20mm，所以高速軸長度為L=355mm3傳動零件的周向固定及其他尺寸根據(jù)帶輪出直徑和長度，帶輪處

21、采用A型普通平鍵，鍵（GB1095-1990,GB1096-1990）機械設計課程設計P271為加工方便，參照6210型軸承安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm軸端倒角為4軸的受力分析1) 求軸傳遞的轉矩29.064N·mm 2) 求軸上作用力齒輪上圓周力=5812.8N齒輪上的徑向力=2115.6N3) 確定軸的跨距左右軸承的支反力作用點到齒輪作用力作用點的距離為：0.520+25+0.5100=85mm帶輪作用點到最近軸承作用點的距離為：0.5115+50+200.5=117.5mm5. 按當量彎矩校核軸的強度1）作軸的空間受力簡圖 （ 圖a）2）作水平面受力圖和彎矩圖（圖

22、b）已知帶輪壓軸力2916.81N3875.04N=3073.82N M=3.433）求垂直面受力圖和彎矩圖（圖c）N02.4 4)求合成彎矩圖（圖d） M= 所以有M=3.43 M=3.54 5)作轉矩T圖（圖e）T=29.064 6)校核軸的強度已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面做彎矩合成強度校核計算。按照第三強度理論，計算應力此扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力所以0.6對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為扭轉切應力為所以有軸的彎矩合成強度條件為=M為軸所受的彎矩W為軸的抗彎截面系數(shù)查表15-1（p373）W0.1所以軸承1處W=1.3齒輪軸出W=0.1=1所以有=2.64MPa=3.54MPa

23、故軸的強度合格2低速軸的設計1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器1.估算軸的基本直徑選用45鋼，正火處理估計直徑由表15-1（課本p362）查得126=59.27mm所求得d為受扭部分的最細處，由于該處裝聯(lián)軸器且一鍵槽估值徑應增大3%即61.05mm取值d=60mm，設計手冊P278初選聯(lián)軸器HL4Y2.確定軸各段直徑和長度1）從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸徑應該增加3%，取60mm，查課程設計書，選用HL5Y型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為142mm,為方便定位取軸段長=140mm2）右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定

24、位要求，該段的直徑取65mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取距離為40mm，由減速器及軸承蓋的結構設計，取軸承蓋的總寬度為20mm故取該段長為=60mm3）右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6214型軸承，其尺寸為d×D×B=70×125×24，那么該段的直徑為70mm，由于齒輪伸出兩毫米，套筒長27mm，軸承安裝為24mm，故長度為=53mm4）右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加3%，直徑取=75mm，齒輪寬度為95mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為=93m

25、m5）右起第五段，考慮齒輪的軸環(huán)定位,定位軸環(huán)，取軸環(huán)的直徑為85mm ,長度取=7mm6）右起第六段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為=75mm ,長度取=20mm7）右起第7段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為=70mm，長度=24mm3.傳動零件的周向固定及其他尺寸齒輪及聯(lián)軸器均用A型普通平鍵連接齒輪處為鍵18 聯(lián)軸器處為鍵14，參照6209型軸承的安裝尺寸，軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm，軸端倒角為2采用V帶傳動選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機查表：滾=0.97平帶=0.97V帶=0.96滾=0.98齒=0.97聯(lián)=0.98選Y160L-6=9.84K

26、W=9.35KW=8.98Kw=100.91N·m=290.64 N·m=994.24N·m=955 N·m=10.25Kw選擇B型V帶=140mm=7.11m/s滿足速度要求（5m/s25 m/s）取=400mm=2.8571取=650mm=1326mm取=1400mma=602.5mm取655mm取=592mm=156°=2.111(kw)=0.306(kw)=0.93=0.90Z=6=248.51N=2916.81N=140mm采用腹板式結構=400mm采用腹板式結構選用直齒圓柱齒輪傳動取8級精度小齒輪材料為40C，調質處理齒面硬度大齒輪

27、材料為45鋼，調質處理齒面硬度為=25=90u=3.6=1.3=1=189.8MPa=650Mpa=540Mpa =0.92=0.93=637MPa=534.6MPa=1.72=0.87=91.25mm=1.545m/s合格K=2.057=106.33mmm=4=100mm=360mm取=100mm=95mm a=230mm=450Mpa=375Mpa=0.91=0.92=1=327.6MPa =276MPa=0.686=2.62=2.20=1.59=1.7885.42Mpa<=80.30MPa<大齒輪采用孔板式小齒輪與軸制成齒輪軸 C=126d=60mm=35mm L=115mm

28、=40mm=50mm選用6210型軸承=50mm=20mm=55mm= 25mm=108mm=100mm=55mm= 25mm=50mm=20mmL=355mm3875.04N3073.82N M=3.432906.4N02.4M=3.43 =3.54T=290.64=0.6=2.64MPa=3.54MPa軸的強度合格 60mm=140mm65mm=60mm選用6213軸承70mm=53mm=75mm=93mm85mm=7mm=75mm=20mm=70mm=24mm軸的受力分析軸強度的校核鍵的設計聯(lián)軸器的設計潤滑和密封設計結構設計設計小結參考文獻4軸的受力分析1）求軸傳遞的轉矩994.24Nm

29、m2）求軸上作用力電動機空載啟動 不受壓軸力齒輪上圓周力5523.56N齒輪上的徑向力2010.41N3）確定軸的跨距左右軸承的支反力作用點到齒輪作用力作用點的距離為：0.524+20+7+0.595=86.5mm5.按當量彎矩校核軸的強度1）作軸的空間受力簡圖 （ 圖a）2）作水平面受力圖和彎矩圖（圖b）1005.2NM=8.693）求垂直面受力圖和彎矩圖（圖c）2761.78N2.394） 求合成彎矩圖（d）M=2.545） 作轉矩T圖（圖e）T=994.246）校核軸的強度已知軸的彎矩和扭矩后，可針對某些危險截面做彎矩合成強度校核計算。按照第三強度理論，計算應力此扭轉切應力為脈動循環(huán)變應

30、力所以0.6對于直徑為d的圓軸，彎曲應力為扭轉切應力為所以有軸的彎矩合成強度條件為=M為軸所受的彎矩W為軸的抗彎截面系數(shù)查表15-1（p373）W0.1所以齒輪軸出W=0.1=0.4所以有=6.35MPa 故軸的強度合格綜上，軸的強度滿足要求八.鍵連接的設計1高速軸處軸段直徑為35mm軸長為115mm，選用A型平鍵1070（GB1905-1990,GB1906-1990）有效鍵長有效鍵長=62mm按抗壓強度計算66.97MPA<=110MPa強度滿足要求2低速軸齒輪處軸徑選用A型普通平鍵 2080 （GB1905-1990，GB1906-1990）鍵長有效鍵長=60mm抗壓強度計算73.

31、65MPa<110MP強度滿足要求聯(lián)軸器處選用A型普通平鍵 18100 （GB1905-1990，GB1906-1990）鍵長L=100 抗壓強度計算70.07MPa<110MP強度滿足要求九、聯(lián)軸器的設計兩軸間相對位移較小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。載荷計算：計算轉矩1.3994.24=1292.512得根據(jù)，軸徑d，轉速n查標準GB5014-1985選用HL5Y彈性柱銷聯(lián)軸器，符合要求十一、 潤滑和密封的設計1) 齒輪：傳動件圓周速度小于12m/s，采用油池潤滑，大齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉時把潤滑油帶到嚙合區(qū)，甩到箱壁上，借以散熱，對于單機

32、減速器浸油深度為一個齒全高，油量0.350.75L/kw，根據(jù)運動粘度查表5.13（P182）查閱潤滑油牌號為工業(yè)式齒輪油L-CKB320(GB5903-1995) 滾動軸承：傳動圓周速度小，采用脂潤滑，承載能力高，不易流失，便于密封和維護。選用滾珠軸承脂（SY1514-1982）2) 密封:滾動軸承增加密封圈，防止灰塵進入造成軸承磨損。 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑十一、箱體的各結構設計說明為保證減速器正常工作，應考慮油池注油，排油面高度，加工及裝拆檢修，箱座的定