單級圓柱齒輪.doc

華南理工大學課程設計說明書題目 V帶單級斜齒圓柱減速器 院（系） 材料科學與工程學院 專 業(yè) 高分子材料與工程 班 級 2005級甲班 學 號 200530232055學生姓名 劉曉丹 專業(yè)教研室、研究所負責人 指導教師 2008 年 1月 2 日華 南 理 工 大 學課 程 設 計 （ 論 文 ） 任 務 書茲發(fā)給 高分子甲 班學生 劉曉丹 課程設計（論文）任務書，內容如下： 1 設計題目： V帶單級斜齒圓柱減速器 2 應完成的項目： （1） 減速器的裝配圖一張(A1) （2） 齒輪零件圖 一張(A3) （3） 軸零件圖一張(A3) （4） 設計說明書一份 3 參考資料以及說明： （1） （2） （3） （4） （5） （6） （7） 4 本設計（論文）任務書于2007 年12月 24日發(fā)出，應于2007 年1月 4 日前完成，然后進行答辯。專業(yè)教研室、研究所負責人 審核 年 月 日指導教師 簽發(fā) 年 月 日課程設計（論文）評語：課程設計（論文）總評成績：課程設計（論文）答辯負責人簽字：年 月 日目 錄一、摘要.5一、設計任務.5二、傳動系統(tǒng)方案的擬定.6三、電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數計算.6四、V帶傳動設計.8五、齒輪動的設計計算.9六、軸的設計計算.11七、滾動軸承的選擇及校核計算.14八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.15九、聯(lián)軸器的選擇和計算.16十、減速器鑄造箱體的設計. 16十一、減速器的潤滑.17十二、設計總結.17十三、繪制裝配圖及零件工作圖.17摘要 減速器是一種動力傳動機構，單級圓柱齒輪展開式減速器是以齒輪為傳動裝置的一種減速器，應用非常廣泛。與其他減速器相比斜齒圓柱齒輪減速器的主要特點是：能承受較大載荷，工作平穩(wěn)；噪聲??；剛性高，但是一般體積較大，傳動效率不高，精度不高。.因此，隨著我國社會主義建設的飛速發(fā)展，國內已有許多單位自行設計和制造了這種減速器，并且已日益廣泛地應用在國防、礦山、冶金、化工、紡織、起重運輸、建筑工程、食品工業(yè)和儀表制造等工業(yè)部門的機械設備中，今后將會得到更加廣泛的應用。本文以傳動比分配與確定作為帶傳動、齒輪傳動設計的主線；以潤滑方式選擇作為軸和軸上零件結構設計的前提；以鍵的選擇和軸承壽命計算作為軸的結構尺寸的設計依據；以力的疊加原理作為軸強度校核、軸承壽命計算中方向未知力的處理原則。該機的設計大量運用標準件，大大縮短了設計工作量和降低了生產制造周期及成本。 設 計 任 務 書設 計 及 說 明結 果一、設計任務1、設計題目：運輸原料的帶式輸送機用的圓柱斜齒齒輪減速器2、設計說明： 設計參數如下:1) 運輸帶工作拉力F=2100 N2) 運輸帶工作速度V=1.4 m/s3) 滾筒直徑 D=400 mm4) 滾筒效率及運輸帶效率 =0.945) 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷中等沖擊,允許總傳動比誤差4%；6) 齒輪工作壽命10年，軸承使用壽命3年3、設計任務：選擇電動機型號；確定傳動零件的主要參數及尺寸；設計減速器.減速器裝配圖一張；零件工作圖兩張；設計說明書一份。參考資料：機械設計課程設計 朱文堅 黃平 主編機械設計基礎 黃平 朱文堅 主編二：傳動系統(tǒng)方案的擬定三電動機的選擇傳動裝置的運動和動力參數計算1. 選擇電動機的類型按工作要求和條件,選用Y系列三相異步電動機 2. 確定電動機的容量電動機所需功率由公式 ：Pd=Pw/ (KW)根據已知條件F、V、D并可得到工作機所需有效功率 Pw=Fv/1000 KW傳動總效率按下式計算 ：=1234nw查表2-3得:V帶傳送速率1=0.95,齒輪傳動效率2=0.97,滾動軸承傳動效率3=0.99(兩對),彈性柱銷聯(lián)軸器效率4=0.993. 工作機效率: w =0.94則=0.95 x 0.97 x 0.99 x 0.993 x 0.94=0.8430Pd=Fv/(1000)=2100 x 1.4/（1000 0.8430）=3.49 KW查表16-1選電動機，額定功率Ped為4.0KW3. 確定電動機的轉速據已知條件計算運輸機滾筒的工作轉速: 由V=D nw /60*1000得nw=60x1000v/D=60x1000x1.4/x400=66.8(r/min)查表16-1得 電動機的合理同步轉速：1500r/min電動機得型號和主要數據如下（同步轉速符合）:電動機型號額定功率(kW)同步轉(r/min)滿載轉速nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y112M-44.0 1500 14402.2 2.2電動機得安裝及有關尺寸:中心高H外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸 伸尺寸鍵公稱尺寸112400305265190140122860 874. 確定傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比(1) 求傳動比由選定的電動機的滿載轉速nm和工作機構轉速nw,可求得傳動裝置的總傳動比為: ia=nm /nw =1440/66.8=21.6(2) 分配傳動裝置傳動比ia=i1i2取V帶傳動比i1=4.0則單級圓柱斜齒輪減速器的傳動比i2=ia/i1=5.4實際傳動比：ia= i1 i2=4.0113/21=21.5總傳動比誤差(ia-ia )/ ia =(21.6-21.5)/21.6=0.46%3% 合適5. 傳動裝置的運動和運動參數的計算(1) 計算各軸輸入功率電動機軸 Pd =3.49kw軸(減速器高速軸)PI=Pd 1= =3.49 x0.95=3.28KW)軸(減速器低速軸) P= PI23= 3.28x0.97x0.99=3.15(KW)(2) 計算各軸轉速電動機軸nm=1440 r/min軸 n=nm/i1=1440/4.0=360 r/min軸 n= n/i2=360/5.4=66.7 r/min(3) 計算各軸轉矩電動機軸Td =9550Pd/nm=9550x3.49/1440=23.1(N*m)軸TI=9550 PI / n =9550 x3.28/360=87.0(N*m)軸T=9550 P / n=9550 x3.15/66.7=451.0N*m把上述計算結果列于下表:輸入功率kw轉速n (r/min)輸入轉矩T Nm傳動比i效率電動機軸3.49144023.14.00.95軸3.2836087.0軸23.1566.7451.05.40.96四V帶傳動設計1. 確定計算功率Pc 根據V帶工作條件,查表10-3,選工況系數KA=1.2， 所以 Pc=KAP=1.23.49=4.19 KW2. 選定V帶型號根據Pc=4.19 kw n1=1440 r/min,由圖10-10,選用A型帶3. 確定帶輪基準直徑dd1,dd2 由表10-4選dd1 =90mm根據i=n1/n2=d2/d1從動輪基準直徑dd2= (n1/n2)dd1=1440/4100=360mm4. 驗算帶速VV=dd1n1/601000=3.14901440/601000=6.78m/sV在525 m/s范圍內,故帶的速度合適.5. 確定中心距和基準長度Ld初選中心距,由式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 代入數據得,0.7(100+355)a02(100+355) 315a0900故選擇a0=600mm.初定V帶基準長度L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+1.57450+4502/（4600） =1937mm根據初定的L0,由表10-2選取相近的基準長度Ld=2000mm近似計算實際所需中心距 aa0+(Ld-L0 ）/2=632mm6. 驗算小帶輪包角11=1800-(dd2-dd1 ）/a57.30=180-270/63257.3=155.50 11200,故主動輪上包角合適7. 確定帶的根數ZZ=PC/(P0+P0)KKL由n1=1440 r/min dd1 =90mm,查表10-5得P0=1.059由i=4.0 查表10-6得P0=0.17kw查表10-7得K=0.935 查表10-2得KL=1.03.Z=4.19/(1.059+0.17)0.9351.03=3.54 取Z=48. 確定V帶初拉力F0并計算作用在軸上的載荷FQF0=500PC/ZV（2.5/K 1）+qV2查表10-1得 q=0.11,所以F0=5003.4.19 (46.78)(2.5/0.935-1)+0.116.782 =134.2 NFQ=2ZF0sin1/2=24134.2sin(155.5/2)=1049.2小帶輪采用實心式，大帶輪采用輪輻式五. 齒輪動的設計計算1. 選擇齒輪類型、材料、精度1) 選用斜齒圓柱齒輪傳動2) 選擇齒輪材料;小齒輪選用45號鋼,調質，HBS1=2303) 大齒輪用ZG310570正火，HBS2=1904) 選取齒輪為8級精度(GB10095-1988)5) 選小齒輪齒數Z1=21,大齒輪齒數z2=uz1=i2z1=5.421=113.1 取 Z2=1136) 初選螺旋角=120 2. 按齒面接觸疲勞強度設計 a(u1)（305/H）KT1/(au)1/3T1為小齒輪傳遞的轉矩T1=87 (N*m) a為齒寬參數,輕型減速器可取a=0.5; K為載荷系數,對帶式運輸機,載荷中等沖擊,且齒輪相對于軸承為對稱布置,取K=1.3;H為齒輪材料許用接觸應力,H=Hlim/SHMPAHlim為為實驗齒輪的接觸疲勞極限應力查圖7-26,根據HBS1=230得Hlim1=560 N/mm(優(yōu)質碳素鋼調質)根據HBS2=190得Hlim2=375 N/mm(鑄鋼正火).查表7-5得安全系數SH=1.1,u為齒數比u=i=5.4所以H1=560/1.1=509.1 H2=375/1.1=340.9計算時以H2代入計算:a(u1)（305/H）KT1/(au)1/3 =206mm 取a=206mm根據已選定的z1、z2和螺旋角,計算模數mnmn=2a cos/(z1+z2)=2206cos120/(21+113) =3.0 查表7-1取為標準值: mn=3.0 mm 修正螺旋角= arcos(mn(z1+z2)/ 2a)=12.650螺旋角在80200之間,合適故分度圓直徑d1=mtz1= mn z1/ cos=3.021/cos12.650=64.6mmd2=mz2= mn z2/ cos=3.0113/cos12.650=347.4mm大齒齒寬b2=aa =0.5206=103mm小齒齒寬b1= b2（510）取b1= 110mm3. 校核齒根彎曲強度=1.6KTYF/b mn d =1.6KTYF/b mn d2 許用彎曲應力F=Flim/SF查表7-5取SF=1.4查圖7-24(c) 由HBS1=230 得Flim1=195HBS2=190 得Flim2=135=Flim1/SF=195/1.4=139.3 Mp=Flim2/SF=135/1.4=96.4 Mp校核小齒輪: 小齒輪當量齒數zv1=z1/ cos3=21/ cos312.65=21.5查圖7-23得小齒輪齒形系數YF=2.85=1.6KTYF/b1mn d =1.6x1.3870002.85/(1103.064.6)=24.2校核大齒輪:大齒輪當量齒數zv2= z2/ cos3=115.8查圖7-23得大齒輪齒形系數YF2=2.18=1.6KTYF/b mn d2 =1.61.34510002.18/(1033.0347.4)=18.4 所以大小齒輪的彎曲強度足夠4. 確定齒輪的主要幾何尺寸中心距a=206mm 傳動比i=5.4法面模數mn1=3.0 mm 端面模數mt1=3.07mm法面壓力角=200 齒頂高ha= mn =3.0 齒根高hf=1.25mn=3.75mmz1=21 d1= 64.6mm da1= d1+2mn=70.6mmdf1=d1-2hf=57.1mm b1=110mmz2=113 d2= 347.4mm da2= d2+2mn=353.4mmdf2=d2-2hf=339.9mm b2=103mm 5. 齒輪結構設計小 齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用輻板式鍛造結構齒輪，按表計算結構尺寸，然后據此繪出齒輪結構圖六、軸的設計計算1. 高速軸的設計(1)選擇軸的材料選用45號鋼,調質處理,HBS=230(2)初步估算軸的最小直徑根據教材P204公式 取A0=110得 dA0=110(3.28/360)1/3=22.97mm(3)軸的結構設計,初定軸徑及軸向尺寸考慮帶輪的結構要求及軸的剛度.取裝帶輪處軸徑dmin=30mm,按軸的結構要求,取軸承處軸徑d=40mm, 兩軸承支點間的距離為L1=B1+21+22+B 式中小齒輪齒寬B1=110mm1箱體內壁與小齒輪端面的間隙, 取1=12mm2-箱體內壁至軸承端面的的距離, 取2=10mmB-軸承寬度,初選7308AC型角接觸球軸承,查表13-4得B=23代入上式得 L1=110+212+210+23=177mm帶輪對稱線至軸承支點的距離為L2=B/2+l2+k+l3+B3/2 (參照課程設計P163)l2=+c1+c2+5+t-2-B=8+26+21+5+10-10-23=37mm k=10mm l3=15mmB3帶輪寬度B3=2f+(n-1)e 查表10-8得f=9,e =15,n=4 B3=63 所以L2= B/2+l2+k+l3+B3/2=23/2+37+10+15+63/2105按彎扭合成應力校核軸的強度 (見課本163)a) 繪出軸的計算簡圖 如圖所示 b) 計算作用在軸上的力小齒輪受力分析圓周力 Ft1=2T1/d1=2787000/64.6=2693.5N徑向力 Fr1= Ft1 tann/cos=2693.5tan20/cos12.65=1004.7N軸向力 Fa1=Ft1tan=2693.5tan12.65=604.5 N帶傳動作用在軸上的壓力Q=FQ=1049.2Nc) 計算支反力水平面 RAH=RBH=Ft1/2=1346.75 N垂直面 MB=0 RAV177- Fr188.5- Fa1d1/2-Q(105+177)=0 RAV=2284 N F=0 RBV= RAV-Q- Fr1=2284-1049.2-1004.7=230.1Nd) 作彎矩圖水平面彎矩 MCH=-RBH177/2=-1346.7588.5=-119187 Nmm垂直面彎矩 MAV=-Q105=-1049.2105=-110166 NmmMCV1=-Q(105+88.5)+ RAV88.5=-1049.2193.5 +228488.5=-886 NmmMCV2=- RBV177/2=-230.188.5=-20355 Nmm合成彎矩 MA= MAV=118560 Nmm e) 作轉矩圖 TI=87000 Nmmf) 作計算彎矩圖當扭轉剪應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數=0.6，則 g) 按彎扭合成應力校核軸的強度軸的材料為45號鋼，調質，查表得拉伸強度極限B=650MPa對稱循環(huán)變應力時的許用應力-1 b =60MPa由計算彎矩圖可見，C剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為caC1=M caC1/WM caC1/0.1dc3=131670/0.157.13=7.07-1 b （安全）D剖軸徑最小，該處的計算應力為caD=M caD/WM caD/0.1dD3=52200/0.1303=19.3MPa-1 b （安全）h) 精確校核軸的疲勞強度(略)2. 低速軸的設計(1)選擇軸的材料選用45號鋼,調質處理,HBS=230(2)初步估算軸的最小直徑根據教材P204公式 取A0=110得 dA0=110(3.15/66.7) 1/3=39.76mm考慮到裝鏈輪處有一鍵,軸應加大5%d1.05*39.76=41.75mm取裝帶輪處軸徑dmin=50mm取軸承處軸徑d=65mm 兩軸承支點間的距離:L4=B2+21+22+B式中大齒輪齒寬B2=103mm1箱體內壁與小齒輪端面的間隙, 取1=12mm2-箱體內壁至軸承端面的的距離, 取2=13.5mmB-軸承寬度,初選7313c型角接觸球軸承,查表13-4得B=33代入上式得L4=103+212+213.5+33=187mm聯(lián)軸器對稱線至軸承支點的距離為L3=B/2+l2 +l3+B3/2l2=25.5mm l3=15mm B3=112(表15-4查聯(lián)軸器得)代入 L3=B/2+l2 +l3+B3/2=128mm七滾動軸承的選擇計算減速器為斜齒圓柱齒輪,中等載荷沖擊,軸向沖擊小,故選用角接觸球軸承,由軸的尺寸,初定高速軸軸承型號7308AC,低速軸上軸承型號7313AC校核高速軸軸承初步選定高速軸型號7308AC 根據條件，軸承預計壽命163603=17280小時（1）計算軸承載荷a) 軸承的徑向載荷b) R1=(RAH2+RAV2)1/2=(1346.752+22842)1/2=2419 NR2=(RBH2+RBV2)1/2=(1346.752+230.12)1/2=1293 N c) 軸承的軸向載荷由表18-12得70000AC型軸承的內部軸向力SA=0.7 RA=0.72651=1855.7NSB=0.7 RB=0.71366=956.2N外部軸向力Fa=604.5 NSB+Fa=956.2+604.5=1560.7 N0.68 FB/RB=0.920.68查表18-11得X1= 0.41 Y1=0.87 X2=0.41 Y2=0.87當量動載荷P1=0.412651+0.871855.7=2701.4NP2=0.411366+0.871251.2=1648.6Ne) 計算軸承的預期壽命因兩端選擇同樣尺寸的軸承,PAPB,以PA代入計算工作溫度正常,查表18-8得fT=1;中等沖擊載荷,查18-9得fF=1.5查表13-4得7308AC型軸承的徑向額定動載荷C=67000NCA =fTPA/fT(60n1LH/106)1/=1.52701.4(6036017280/106)1/3=29175因為CAC （安全）八、鍵的選擇和計算1. 高速軸與V帶輪用鍵聯(lián)接a) 選用單圓頭普通平鍵(C型)按軸徑d=30mm及輪轂長B3=63mm 查表10-1選C856GB/T 1096-1979b) 強度校核鍵材料用45號鋼,V帶輪材料為鑄鐵,查表得許用應力p=5060Mpa,鍵的工作長度l=L-b/2=56-8/2=52mm , k=h/2=7/2=3.5mm擠壓應力p=2 TI103/kld=2*87.0*103/3.5*52*30=31.87mpap,安全2. 低速軸與齒輪用鍵鏈接a) 選用圓頭普通平鍵(A型)按軸徑d=72mm及輪轂長B2=103mm,查表14-1選鍵2090 GB/T 1096-1979 b) 強度校核鍵材料用45號鋼,齒輪材料為鑄鐵,查表得許用應力p=100120Mpa,鍵的工作長度l=L-b=90-20=70mm , k=h/2=12/2=6mm擠壓應力p=2 T103/kld=2*451.0*103/6*70*72=29.8 Mpa p,安全3. 低速軸與聯(lián)軸器用鍵鏈接a) 選用普通平鍵(A型)按軸徑d=55mm及聯(lián)接處長B3=112mm,查表10-1,選鍵A14100 GB/T 1096-1979b) 強度校核鍵材料用45號鋼,彈性柱銷聯(lián)軸器材料為鑄鋼,查表得許用應力p=100120Mpa,鍵的工作長度l=Lb=100-14=86mm k=h/2=9/2=4.5mm查表取彈性柱銷聯(lián)軸器工作情況系數Ka=1.5p=2Ka T103/kld=2*1.5*451*103/4.5*86*55=63.1mpap,安全九. 聯(lián)軸器選擇聯(lián)軸器的計算轉矩Tc查表19-1取工作情況系數Ka=1.5 ，因前面在計算電動機功率時已考慮功率備用系數1.2得 Tc=KaT =1.5/1.2451.0=563.75N*m根據工作條件選用十字滑塊聯(lián)軸器,查表15-4得彈性柱銷聯(lián)軸器得許用轉矩T=1250 N*m許用轉速n=4000 r/min, 配合軸徑d=55mm 配合長度L1=112mm十.確定減速器箱體的主要結構尺寸 名稱結果（mm）名稱結果(mm)底座壁厚8軸承蓋固定螺釘直徑10 12箱蓋壁厚8軸承蓋螺釘分布圓直徑110 165底座上部凸圓厚度12軸承座凸緣端面直徑130 185箱蓋凸圓厚度12螺栓孔凸緣的配置尺寸26，21，40底座下部凸圓厚度20地腳螺栓孔凸緣尺寸30，25，4