一級齒輪減速器課程設(shè)計說明書資料

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目： 一級圓柱齒輪減速器設(shè)計者：宗志恒學(xué) 號：20140663102指導(dǎo)教師：鄭飛杰班 級： 14 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)1 班2016年12月12日三明學(xué)院機電工程學(xué)院1目 錄47812181819潤滑密封設(shè)計20202三明學(xué)院機電工程學(xué)院機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書專業(yè)14 級機械設(shè)計制造及其自動化班級1班姓名宗志恒設(shè)計題號2 號設(shè)計題目 :一級圓柱齒輪減速器卷筒輸送帶運動簡圖 :V 帶傳動原始數(shù)據(jù) :題 號1F930(N)V1.05(m/s)D160(mm)表中：F輸送帶工作拉力- 輸送帶速度 - 卷筒直徑3工作條件 ：兩班制連續(xù)單向運轉(zhuǎn)， 載荷輕微變化，

2、使用期限 10 年。輸送帶速度允差。設(shè)計工作量 ：一編寫設(shè)計計算說明書份( 附: 內(nèi)容順序如下 )目錄（標(biāo)題及頁次）設(shè)計任務(wù)書電動機選擇傳動比分配及運動和動力參數(shù)計算帶的選擇及計算齒輪的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算及校核（并簡要說明軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）潤滑密封及拆裝等簡要說明參考資料二繪制減速器裝配圖1 張三繪制減速器零件圖3 張開始日期： 2016 年12月 5 日完成日期： 2016 年12月 10 日指導(dǎo)教師：鄭飛杰4一運動參數(shù)的計算1電動機的選型1）電動機類型的選擇按工作要求選擇 Y 系列三相異步電機，電壓為380V。2）電動機功率的選擇電動機所需工作功率為：P P /P FV/1000dwaW因此

3、由上得PdFV/1000 a其中 F=930NV=1.05 m/s為了計算電動機所需功率pd ，先確定從電動機到工作機只見得總效率總 ，式中： 1、2、3、4、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和滾筒的傳動效率。查機械設(shè)計表 2-2 得 =0.98， 0.99， 0.97， 0.97. 50.962總 =0.980.99 0.97 0.970.96 =0.87PdFV/1000 a =(930 1.05)/(10000.87)=1.11 (kw)電動機轉(zhuǎn)速的選擇按推薦的兩級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比I( 齒)=24 和 V 帶的傳動比I( 帶)=35，則系統(tǒng)的傳動比范圍應(yīng)為：= I 齒 I 帶 =（

4、24）（35） =620 n 滾筒 601000V/ （ D）=(6010001.05)/（ 160） =125.4 r/min所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：n =（620）125.4r/min= （752.42508）r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為940r/min 、1400r/min 。經(jīng)查表有兩種合適用的電動機，其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況如下表：5方案電動機額定功率電動機轉(zhuǎn)速 r/min型號p/kw1Y90L-41.514002Y100L-61.5940綜合考慮為使傳動裝置機構(gòu)緊湊，選用同步轉(zhuǎn)速1400r/min 的電機。型號為Y90L-4 功率 1.5KW。2計算傳動裝置的總傳動

5、比和分配傳動比總傳動比為 i = 1400/125.4 錯誤！未指定書簽。 =11.6 分配各級傳動裝置傳動比： V 帶傳動比 I=3I 總=I 輪齒 I 帶I 齒輪 =11.6/3=3.73計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：（1）計算各軸的轉(zhuǎn)速 :電機軸n=1400 r/min1 軸n1 = 1400/3=467r/min2 軸n2 = 467/3.7 =126r/min卷筒n3 =126r/min（2）各軸的輸入功率I 軸上齒輪的輸入功率 :P1 =1.11 0.95=1.07kw軸輸入功率：P 2 =1.07 0.99 0.97=1.02kw軸輸入功率：P 3 = 1.02 0.99 0.9

6、7=1kw（3）各軸的轉(zhuǎn)矩電機軸T = 9550 1.11/1400=7.57N m1 軸T1 =9550 1.11/455=21.80N m2 軸T2 =9550 1.02/126=77.48N m卷筒T3 = 9550 1/126=77.48N m參數(shù)如下表：軸號轉(zhuǎn)速 r/min功率 kw轉(zhuǎn)矩 Nm電機軸14001.117.5761 軸4671.0721.802 軸1261.0277.48卷筒126175.94二帶傳動的設(shè)計確定計算功率查課本表 8-7 得： KA 1.2PCA K AP 1.5 1.2 1.8 KW , 式中 為工作情況系數(shù)， p 為傳遞的額定功率 , 即電機的額定功率

7、.選擇帶型號查課本圖 8-11 選用帶型為 Z 型帶選取帶輪基準(zhǔn)直徑 d d1 ,d d 21）初選小帶輪基準(zhǔn)直徑查課本表 8-6 和表 8-8 取小帶輪基準(zhǔn)直徑dd180mm， Vdd1n0(60 1000)5.865在 525m/s 范圍內(nèi)，故 V 帶合適3）計算大帶輪基準(zhǔn)直徑dd 2idd1380240mm查課本表 8-8 后取 dd2250mm確定中心距 a 和帶的基準(zhǔn)長度根據(jù)課本式 8-20 ，初步選取中心距a0500mm所以帶長 , Ld = 2a0(dddd(dd 2dd)2)11675mm2124a0查課本表 8-2 選取基準(zhǔn)長度Ld1600得實際中心距mmLdLd501600

8、1675a a022462mm由 8-24 式得中心距地變化范圍為 438485mm驗算小帶輪包角 1dd 2dd1180，包角合適。1 180a159確定 v 帶根數(shù) z1）計算單根 V 帶額定功率 Pr7由 dd180mm 和 n1400r/min查課本表 8-4 得 P 0 0.34 KW傳動比 i13, 查課本 8-4 得 p00.11kW查課本表 8-2 得 K L0.99查課本表 8-5, 并由內(nèi)插值法得 K =0.946v 帶額定功率 Pr0.3962）帶的根數(shù)ZPcaPr1.80.3964.55故選 Z=5 根帶。計算初拉力由 8-3 得 q=0.060kg/m，單根普通帶張緊

9、后的初拉力為 F 0 53 N 8. 計算作用在軸上的壓軸力 FpFP520N三. 齒輪的設(shè)計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)已知傳遞功率 =1.07kw, 小齒輪轉(zhuǎn)速小齒輪轉(zhuǎn)速n1=467 齒輪傳動比，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用壽命10 年，二班制工作，根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。小齒輪選用 45 鋼調(diào)質(zhì)，硬度為197286HBS，大齒輪選用 45 號鋼正火，硬度為 156 217HBS，由表 10.1 選精度等級為 7 級。初選選小齒輪齒數(shù)為Z 1=20大齒輪齒數(shù)Z2 = 3.7 20=742、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計2由由設(shè)計公式（ 10-9a ）進行試算，即 d1tktT11

10、Z2.323dH（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)據(jù)1) 、試選 Kt =1.3 ；2) 、 T1 81.026N m 81026N mm ；3)、由課本表 10-7選取 d=1；查得材料的彈性影響系數(shù)E=189.814)、由課本表 10-6MPa2Z5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的解除疲勞強度極限H lim1 600MPa8大齒輪的解除疲勞強度極限H lim2550MPa6）由課本式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1 60n1 jL h N 160n1 jL h60 3201 (2 8 300 10) 9.22 108N19.221088N 22.4210i23.817）由課本圖 10

11、-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)KNH1=0.90 ， KNH2=0.958）計算接觸疲勞許用應(yīng)力去失效概率 1%，安全系數(shù) S=1，由課本式（ 10-12）得H 1KNH1H lim1SH 2KNH2H lim2S0.9600540MPa0.95550522.5MPa（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t =35.644、計算圓周速度d1t n1V=0.87m/s1000、計算齒寬b= dd1t =35.67mm4）計算齒寬和齒高的比bh模數(shù)模數(shù)m=d1t/d2t=39.67/20=2. mm齒高 h=2.45mt =5.898mm=22.6/2.45=9.25)計算載荷系數(shù)根據(jù) v=0.53m

12、/s，7 級精度，由課本圖10-8 查得動載荷系數(shù) KV=1.10直齒輪 KHKF1由課本表 10-2 查得使用系數(shù) K A1由課本表10-4 用插值法查得7 級精度、小齒輪相對支承對稱布置時9KH 1.1349由 b10.22 ， K H1.1349 查得 K F1.30h故載荷系數(shù) K K AKV KH K H 1 1.101 1.349 1.484按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（ 10-10 ）得1d 39.67 mm7）計算模數(shù) m=28）按齒根彎曲強度設(shè)計2由課本式（ 10-5）得彎曲強度計算公式m2kt T1 YFa YSa3d z12F（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值

13、1）由課本圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 1 500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE 2380MPa2）由課本圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 10.88,K FN 20.923)計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（ 10-12）得K FN1FE 10.88 500F 1314.29 MPaS1.4KFN2FE 20.92 380F 2249.71MPaS1.44)計算載荷系數(shù) KKKAKVKFK F1 1.10 1 1.3 1.43查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得 YFa12.69， YFa 2 2.2046）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10

14、-5 查得YSa11.575 ,YSa21.778計算大、小齒輪的 YFaYSa F 10YFa1YSa12.691.575F 10.01348314.29YFa 2YSa22.2041.778F 20.01569249.71大齒輪的數(shù)值大（ 2）設(shè)計計算2m32kTt1YFaYSa32 1.43 810261.90d z121 2320.01569F對比計算結(jié)果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模式m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m 的大少主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪的直徑 （即模數(shù)）與齒輪的乘積有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模

15、數(shù)1.90 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 m=2mm，按接觸疲勞強度計算分度圓直徑d1 =39.67mm，算出小齒輪齒取 z1 =20大齒輪齒數(shù)： z 273這樣設(shè)計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d1=z1m=202.=40mmd2=z 2m=73 2=146mm（2）計算中心距( Z1Z 2 )ma=98mm2（3）計算齒寬bbd11 6464mm取 B2=45mm B1=50mm名稱符公式齒 1齒 2號齒數(shù)zz2073分度圓直dd mz4014611徑齒頂高hahaha* m22齒根高h fh f(ha*c*

16、)m2.52.5中心距aam( z1z2 ) / 298齒寬bbd d14550四軸的設(shè)計（一）軸的設(shè)計軸上的功率 P2 、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2P2=1.02KW，n2=126r/min，T 2=77480N mm作用在齒輪上的力切向力 Ft2=2T2/d2=277480/146=1061N徑向力Fr2=Ft 2tan20 =424.4N初定軸的最小直徑先按課本式（ 15-2 ）初步估計軸的最少直徑。材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15-3 ，取 A0112得 dmin =22.4mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dI II ，故先選聯(lián)軸器。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 TcaK a

17、T2 ，查課本表 14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小，故Ka =1.3,，則：TcaK aT21.3296426385354N mm選擇彈性柱銷聯(lián)軸器 , 型號為 :LX3 型聯(lián)軸器 , 其公稱轉(zhuǎn)矩為 : 630N m 385.354N m半聯(lián)軸器 I 的孔徑 : d1 =36mm ,故取 : d1 =36mm半聯(lián)軸器長度 L82mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:L1=60.4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計12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 .確定軸各段

18、直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求, III 軸段右端需制出一軸肩, 故取III 段的直徑 dII III 43mm , 左端用軸端擋圈定位 , 查手冊表按軸端去擋圈直徑 d50mm, 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度: L160mm, 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, 故段的長度應(yīng)比略短 , 取: LI II58mm.初步選擇滾動軸承 , 因軸承只受有徑向力的作用, 故選用深溝球軸承 , 參照工作要求并根據(jù) : dII III43mm.由機械設(shè)計課程設(shè)計 附錄 E，選取 6209型軸承 , 尺寸 : dDB45 85 19 ，軸肩 da min52mm故d3=45mm，

19、d 左端滾動軸承采用套筒進行軸向定位, 右端滾動軸承采用軸肩定位 . 取d4=56mm取安裝齒輪處軸段 IV 的直徑： dIV V 50mm，齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位 , 已知齒輪輪轂的寬度為 45mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪 , 此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度 , 故?。?L4=41,齒輪右端采用軸肩定位 , 軸肩高度 h 0.07d ,取 h 5mm, 則軸環(huán)處的直徑： d5=56mm，軸環(huán)寬度： b 1.4h , 取 L5=13軸承端蓋的總寬度為：20mm, ?。?l II III50mm.取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為: a18mm，s=8mm,T=19mmlIII IVTsa(6561

20、)18819449mm ,由于這是對稱結(jié)構(gòu)，算出L6=32mm至此 , 已初步確定了軸的各段直徑和長度.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131）齒輪與軸的連接按 dIV V50mm查課本表 6-1, 得 : 平鍵截面 bh149 , 鍵槽用鍵槽銑刀加工 , 長為 :37mm為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性, 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為; H 7n62）半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接 ,查課本表 6-1 ，選用平鍵為 : bhL10 845,半聯(lián)軸器與軸的配合為 :H 7 .n6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 : m6 .確定軸上圓角

21、和倒角尺寸參照課本表 15-2, 取軸端倒角為 : 1.645 , 處圓角取 R2，各軸肩處圓角半徑取 R1.6求軸上的載荷在確定軸承的支點位置時, 深溝球軸承的作用點在對稱中心處，作為簡支梁的軸的支撐跨距 L2L368mm68mm, 據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖, 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 .(6) 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度.1415作用在齒輪上的力切向力 Ft2=2T2/d2=277480/146=1061N徑向力Fr2=Ft 2tan20 =424.4N求作用于軸上的支反力水平面內(nèi)支反力 : 錯誤！未找到引用源。垂直面內(nèi)支反力 :錯誤！未找到引

22、用源。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.M HFNH 2l 312156882620N mm,MVFNV 2l 34426830056N mm.計算總彎矩 : MM H2M v2M 182620230056 287917 N mm作出扭矩圖 :T20.6296426177856N mm.作出計算彎矩圖: M caM 22,TM ca 2M187917N mmM ca1M 22879172 1778562198399N mmT校核軸的強度對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核. 危險截面在 A的左側(cè)。W 0.1d312500 ,M ca19839915.87MP aca125

23、00W由表15-1 查得 160MPa ，因此 ca 1 ，故安全。（二）軸的設(shè)計1. 軸上的功率 P2 、轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T216P1=1.07KW ，n1=467r/min，T 1=21080N mm作用在齒輪上的力切向力 F t2T1=2d121080=3240N徑向力 F r =F t tan3240 tan 20 =1179N初定軸的最小直徑先按課本式（ 15-2 ）初步估計軸的最少直徑。材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)課本表15-3 ，取 A 0 =110dmin =18.91mm初步估算軸的最小直徑21.91mm 因為軸上應(yīng)開2 個鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大5%-7%故 d=19.4

24、4mm，又此段軸與大帶輪裝配， 綜合考慮兩者要求取dmin =20mm。4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案1）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。2）帶輪與軸通過鍵鏈接，軸直徑應(yīng)該增加5，取 d1 =20mm 根據(jù) B=（z-1）e+2*f=38mm 則長度 L1 =60mm3）緩沖補位， d2 =24mm，長度 L 2 =50mm4）該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，該軸承有徑向力，而軸向力為零，選用 6006 型軸承，尺寸為 d*D*T=30*55*13, 那么該段直接為 d3 =30mm，長度為 L 3 =19mm5）滾動軸承的定位軸肩。其直徑應(yīng)該小于滾動軸承的

25、內(nèi)圈外徑，取 d4 =36mm，長度取 L 4 =18mm.6）齒輪軸段，齒輪的齒頂圓直徑為48mm.分度圓直徑為 46mm。齒輪寬度為 36mm，此段直徑取 48mm，長度為 46mm。7）滾動軸承的定位軸肩，其直徑如第四段，d6 =36mm,長度 L6 =18mm。8）滾動軸承的安裝出處，去軸徑為d7 =30mm，長度 L 7 =19mm。軸上零件的周邊定位齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按 d I II ,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為 50mm，bh=66 圓角 R4，同時為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對中性，故選擇帶輪與軸之間的配合為 H 7 ，同樣齒輪與軸的連接用平鍵， 齒輪與軸

26、之間n6的配合為 H 7 軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的， 此處選軸的直徑尺 n617寸公差為 m6。此軸與高速軸受力載荷分布大致一樣， 且為低速軸，在軸徑強度與高速軸同樣，其強度及其應(yīng)力符合安全范圍。五、齒輪尺寸計算對于大齒輪：根據(jù)課本圖 10-27D 4 =50mm=d,d 為軸安裝大齒輪處的軸徑。D 31.6D480mmd0=150-122=126mmD2=0.3(D0-D3)=16mmD1 = D 0D3 =103mm2C=0.3B=12mm六.軸承的選擇及計算軸承的選擇：軸承 1：深溝球軸承 6209軸承 2：深溝球軸承 6006校核軸承：1）校核深溝球軸承 6006，查機

27、械設(shè)計課程設(shè)計表12-5 得：Cr 35KN , Cor23.2KN由課本表 13-6 ，取 f P1.2Fr 1FNV12FNH 121291244221971NFr 2FNV 22FNH2262824422768N由于軸承只受徑向力作用Pf d Fr 11.2 19712365N18對于球軸承，3106C1063Lh350060nP60 320168814h2365按每年 300 個工作日，每天兩班制，壽命為35 年，所以合適2）校核深溝球軸承 6209，查機械設(shè)計課程設(shè)計表12-5 得：Cr 31.5KN , Cor20.5KN由課本表 13-6 ，取 f P1.2Fr 1FNV 12FN