一級齒輪減速器

1、目 錄設計任務書.一、 傳動裝置總體設計.二、V 帶設計.三、 齒輪的設計計算.四、 軸的設計.五、 其它設計.參考文獻.機械設計基礎課程設計任務書設計題目帶式傳動裝置設計設計任務設計一帶式運輸機傳動裝置，（原動機-帶傳動-單級齒輪傳動-滾筒）原始數(shù)據(jù)運輸帶的工作拉力：F =3.0 KN運輸帶的工作速度：v = 0.7m/s滾筒直徑：D =300 mm8年單班制工作單向傳動 ，載荷輕微震動，運送煤鹽砂等松散物品設計要求減速器裝配圖一張（A1 圖紙）零件工作圖一張（A3 圖紙）設計說明書一份（A4 紙張）。計算與說明結果一傳動方案的確定1 傳動裝置總體設計傳動方案簡圖如下：高速級為 V 帶傳動，

2、低速級用一級齒輪傳動,運輸帶電機輸出的動力和運動通過二級減速傳給運輸帶， 該傳動方案傳遞效率較高，結構簡單，通用性好，承載能力強， V 帶具有過載保護能力。由于該工作機有輕微振動，運送煤鹽等松散等易產生灰塵的物質， 采V 帶有緩沖吸振能力，能減小振動對工作機及 減速器帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采 用V 這種簡單的結構，能使價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成 本。低速級采用一級圓柱齒輪減速器， 這是一級減速器中應用最廣泛的 一種，能使傳遞效率高，潤滑良好，定比傳動、尺寸緊湊，工作可靠。 原動機部分Y 系列三相交流異步電動機。電動機選擇由工作條件場合，采用 Y 系列三

3、相交流異步電動機， 計算工作機所需功率：Fv 1000其中 =0.96w為滾筒工作效率。FV 3000 0.710001000 w2.187KW工作機所需轉速0.73344.59R/min計算傳動裝置總效率:（見機械設計課程設計，以下簡稱課式 2-4）9610.99297（見機械設計課程設計表 12-8)所以0.908a電動機的輸出功率：Pd（見課設式 2-1）PPW 緞2.41KwdaP3.0KWd0.908選擇電動機為Y132W8 型（見課設表19-1 ）技術數(shù)據(jù)：額定功率：3.0 （K ）額定轉速：710（人和）w傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配、總傳動比：i（見課設式2-6

4、）ai1430a173.78.232、各級傳動比分配:（見課設式2-7）i8.23 2.65 3.11ia初定 ,2.653.11i23、 各軸運動和動力參數(shù)高速軸：P2 Fd2.2 0.96 2.134kW ;n2539.6r/min;p2 1349550p22539.637.77Ngm ;低速軸：P33F22.11kW ;n3 n2 / i 173.7r / min ;p2 T395509550n3173.7116.15Ngm ;二 V 帶傳動設計外傳動為 V 帶傳動，選為 A 型普通 V 帶。、確定計算功率：Pcad118mma1da1 H 100mm（求）5-

5、7 （機設）Vnd1430118Viaii60 100060 1000da28.83m sd i d 2 65 118 312 7mm 5-4 (機設)-a2取d315mma2a2d315a2di2.67da1 118、從動輪轉速n21430n2i 2.67535.68R min 1Lada、按式（5-23 機設）距a0.7d da1d d。2a1a2303 a 866 取 a 、按式（5-24機設）求帶的計算基礎準長度dL0dL a ( d2)(dd )0 20 2dd 2(352118)2(2 600(118 315)mm24 600查圖.5-（機設89基準長度 Ld=1800mm、按式（

6、5-25 機設）計算中心距:aa a0(600-)mm 552mm、按式（5-26 機設）確定中心距調整范圍admaxdL(600 0.03 1800)mm 606mm999mina 0.015L (600 0.015 1800)mm 525mm驗算小帶輪包角a1由式（5-11 機設）d180 dddd 57.5 159.7 1201VZ21 a0（1）、由表查得 p 1.92Kw0（2） 、由表（5-10 機設）查得 P0=0.17Kw、由表查得（5-12機設）k 0.96、由表（5-13機設KL=1.18V帶根數(shù)由式（5-28機設）PP K KPcaP K KP（)。cL1.298Z=2

7、根VF0,由式（5-29 ）機設。0v500 理（1）q0a116.46N0 VZKF由表 8-4 機設查得 q=0.06FFQ由式（5-30機設）得FQ2Fsiq529.3N大帶輪基準直徑 d =315mm 采用孔板式結構。d2三、齒輪傳動的設計齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇：大小齒輪采用 45 號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質。齒輪精度用 7 級，輪齒表面精糙度為 Ra1.6,小齒輪硬度 270HBC大齒輪硬度 240HBCd取齒寬系數(shù) 0.9d初取乙=28i =i/i =8.23/2.67=3.0821則 Z =Z x i =28X 3.08=86.342i2取 z2=87設計

8、計算。按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度設計。按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9 ）機設Z ZZtdHZE 2K 1a u 1itH由圖（7-6 ）選取材料的接觸疲勞，極限應力為6=5806=560HILimHILin由27-7 選取材料彎曲疲勞極限應力6HILim=230HILin=220應力循環(huán)次數(shù) N 由式(7-3 )計算N =60n at=60 x 539.6 x (8 x30 x 8)=2.31 x 1092N = N1/u=4.17 X 109/2.73=3.19 X 10922由2圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；Z =1.1 Z=1.042NiN1由2圖7-9查得彎曲疲

9、勞壽命系數(shù)；Y=1 1NN由2圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：=1.3又Y=2.0試選SminSTKt=1.2由2式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力SZPN1a迪571MH2ZN2PaH min將有關值代入式(7-9)得Z Zd 31tUZK145.99mmUEH2d則 V1=(n d1tn1/60 X 1000)=1.28m/s查27-10 Kv=1.05 7-3 K =1.24.7-4 查得AVKB =1.08.Ka =1.05.KK KB Ka =1.46 ,修正VM=d1/Zd dt11t3Kt=1.996mm155.9mm7-6 取標準模數(shù)：mn 2mm計算公式:sa2

10、 戸XaY、sam3WTY)由圖 7-18 查得，F(xiàn)1=1.58 , F2=1.76 取 Y =0.7計算彎曲疲勞許用應力Filin STF1minF 2lin STF2F minp320M丫N1a320M300M pN2aFB查取齒形系數(shù)Y2.65, Ysa 2.227FB計算載花系數(shù) K KAKFKFag 2.335計算大小齒輪的晉并加以比較丫丫FaY10.0138sa1YFaYsa F0.0157顯然大齒輪的值大些2kTYY；Fasa計算得m 彳一 （十）1.996v2d1Fv2對比計算結果：齒面接觸疲勞強度的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度的 模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決

11、定的承載能 力，而齒面接觸強度所決定的承載能力， 僅與齒輪直徑有關，可取由彎 曲強度算得的模數(shù) 1.996 并就近圓整為 2,并接觸強度算得的分度圓直 徑決定小齒輪齒數(shù)，Z =d/m=55.9/2=27.94,11則乙二 i = 86.4 取乙=87ZX幾何尺寸計算取 乙=28m 56d2z2m 174兩齒輪中心距 a (i 2)/2 115db.ddBi=55B2=52四、軸的設計1、高速軸的設計 1).已知輸入軸上的功率 P、轉速 n 和轉矩 TT37.75Ngm;甩 1358.8N;rCF494.26Ngm;rCa)確定軸的最小直徑db)dmin110min取d25mm min，確定軸的

12、最小直徑17.2mm結構設計采用圖示的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2段右端需制出一2-3d2-3=28mm,D=37mm L 50mm初選滾動軸承選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d3-4=30m m 由軸承產品目錄中初步選取0 基本游隙組、標準精度的單列圓錐滾 子軸7205E,尺寸為d*D*T=30mm*62mm*16.25mmd 3 4- IV=d6 7=30mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊查得 7205E h=3mm 36mmV-Vd V- V=34mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為為了使

13、套55mm筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取 l5-6=54mmh0.07d,h=4mm 軸環(huán)寬 度B=1.4h, 取L=6mm5-624mm根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對軸l=17mm故取1=36mm6-皿（5）取齒輪距箱體內壁的距離 a=10mm 3）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連接。按d4-5由手冊查得平鍵截面 b*h=10mm*8mm（GB/T1095-1079 鍵槽用鍵槽銑刀 加工，長為 50mm 同時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 H7/n6 ；同樣，小帶輪與軸的聯(lián)接，選用平鍵為8mm*7mm*40m 半聯(lián)軸器

14、與軸的配合為 H7/k6。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確定軸上圓角和倒角尺寸2*455.求軸上的載荷m6。3030 a=17.5mmLL 124.5mm 根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖23 扭矩圖FFLFnhlFihl11FBT!NTFiivl在水平面上F=F l931NRIHl 2r l3RF 2H=FJFR1H=583NR在垂直面上FR1VF 1547Nt3l2 l3Fr2V=Ft- FR1V=787N在水平面上，a-a 剖面左側MFR1HI3=102N mAha-a 剖面右側M =FR2HI2=126 NmAh在垂直面上MAv=M AV=FR1V

15、l2=469 N- m合成彎矩，a-a 剖面左側MM M62 N maAHAVa-a 剖面右側aMMM a； H69 N mT轉矩 F=53.1NmTt d/2判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a 剖面左側合成彎矩最大、扭矩為 T,該截 面左側可能是危險截面。且 a-a 截面處應力集中更嚴重，故 a-a 截面 左側a-a 截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。軸的彎扭合成強度校核由表 10-1 查得10060b0.660MPaI90MPaIba-a剖面左側W 0.1d 3=6.4m3（a）2 =15.1MPa軸的安全系數(shù)校表 10-1BB1300MPa,155MPa,02,0.1(1)a-a

16、截面左WT=0.2d3=12800mm3由附表10-1查得K1-K 1-59由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù)0.81， 0.76；軸經磨削加工10-5 0.則彎曲應力應 力 幅 平均應力切應力MbW9.98MPaab9.98MPa0m0TT W5.5MPaT2.75MPa安全系數(shù)1 - 36.7Kam19.7817,242 2S S查表10-6得許用安全系數(shù)=1.31.5,顯然S ,故a-a剖面安SS全.低速軸設計確定各軸段直徑計算最小軸段直徑因為軸主要承受轉矩作用，所以按扭轉強度計算，由式 14-2 得：4 C?*27.13mm 考慮到該軸段上有聯(lián)接聯(lián)軸器，先選取聯(lián)軸YL635mm1110mm

17、 d 35 m mL118mm 9 1-16 圓整成標準1值，軸的結構設計:軸的結構設計如下圖:(1 )為滿足軸向裝配要求，1 段右需要制出一軸肩，故取2 342 34 初選滾動軸承第三段與軸承配合，因此這里需初選軸承，初選 7208E 軸承，尺寸 為4 58 d*D*T=40mm*80mm*18.25mm;由軸承內徑d40mm，取軸徑dd40mm 所以取4 58 8-9左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。 由手冊查得 7208E 型軸承的定位軸肩高度 h=4mm 因此，取 d& =48mm75 6取齒輪孔徑為45mm則d45mm ,由于齒輪寬度為52mm, 為保5 6證軸向定位5-6 段長度為

18、齒輪寬度1=50mm 齒輪軸向定位 為一軸肩，5-66 75 67 段，取h=3mm 則d56mm6 75 26.5mm。根據(jù)軸承蓋的裝拆及便于對軸18.5mm, l=43mm 34 2mm 37mm2-468取齒輪距箱體內壁的距離 a=11.5mm 則l17mm68軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 按 d1 b*h=10mm*8mm(GB/T1095-1079 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 110mm 大齒輪處用鍵 b*h=14mm*9mm(GB/T1095-1079)同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，因齒輪寬度為40mm.轂與軸的配合為 H7/r6 ;52mm 取鍵

19、長為確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2*45，各軸肩處的圓角半徑 2mm(4).校核該軸和軸承：L=97.5 L =204.5 L =116i23求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力:F2T3Fdtd41311N徑向力: Fr Ftg 477.16N求垂直面的支反力:F1V897Nl1 12F2V Fr F1V 628N計算垂直彎矩:11Ft口FnhUhFab2l1MavF2J2137N.mMavFl1v 1189N .m求水平面的支承力IF1HI1 I21136NF2H Ft F1H 998N計算、繪制水平面彎矩圖。M aH F1Hl1254N.mM aHF2

20、H l2 221 N.mF 在支點產生的反力FFI3FIFl1 l2938N2FFFF2FF 力產生的彎矩圖。M 2F Fl3M mF F1Fl131.5N.m93.58N .mF a 處產生的彎矩：M mF F1Fl1167 N.m求合成彎矩圖。考慮最不利的情況，把 MmF 與：M；v M； H 直接相加。ammFavMM MM137N ammFav求危險截面當量彎矩。從圖可見，m-m 處截面最危險，其當量彎矩為：(取折合系數(shù)0.6)M . M( Te2m378.4N計算危險截面處軸的直徑。45#225 14-1 B 650MPa231 頁14-3 d at60MPa，則:1b38mm1b考

21、慮到鍵槽的影響，取 d 40mm因為 d5 50mm d，所以該軸是安全的。.軸承壽命校核。Lh 1(-Cfk) h 進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作p60n PfpP Fr259 16-9，10 ft 1, fp 1.2,取 3P Frh則L曲）h16y,hF12 F1H F1F 8745N該軸承壽命為 36 年,所以軸上的軸承是適合要求的。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設計與校核：d=40 153 10-9 b h:8 7 155 10-10i得 100： 120b50,為:b h l :14 10 50齒輪的潤滑d! b 以所選鍵五、其它設計因齒輪的圓周速度1.52m/s所以采用飛潤滑，第六部分主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸：第六部分主要尺寸及數(shù)據(jù)由機械設計課程設計手冊 p173查得箱座壁厚：箱座壁厚：0.025a2 3 8mm， 而 0.025 140 3 6.5mm 8mm，所以，取 8mm。箱蓋壁厚：1