機械課程設(shè)計 一級圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書課題名稱 一級圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 目錄一 、課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明。 1.1 課題題目 。1.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 。1.3 傳動系統(tǒng)工作條件。1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇。 二 、減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算。2.1 減速器結(jié)構(gòu)。2.2 電動機選擇2.3 傳動比分配。2.4 動力運動參數(shù)計算。三 、V帶傳動設(shè)計。3.1確定計算功率。3.2確定V帶型號。3.3確定帶輪直徑。3.4確定帶長及中心距。3.5驗算包角。3.6確定V帶根數(shù)Z。3.7 確定粗拉力F0。3.8計算帶輪軸所受壓力Q。四、 齒輪的設(shè)計計算(包括小齒輪和大齒輪)。4.1 齒

2、輪材料和熱處理的選擇。4.2 齒輪幾何尺寸的設(shè)計計算。4.2.1 按照接觸強度初步設(shè)計齒輪主要尺寸。4.2.2 齒輪彎曲強度校核。4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定。4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計。五、 軸的設(shè)計計算(從動軸)。5.1 軸的材料和熱處理的選擇。5.2 軸幾何尺寸的設(shè)計計算。5.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑。5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。5.2.3 軸的強度校核。六、 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇。6.1 軸承的選擇及校核。6.2 鍵的選擇計算及校核。6.3 聯(lián)軸器的選擇。七 、減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算。7.1 潤滑的選擇確定。 7.2 密封的選擇確定 。

3、 7.3減速器附件的選擇確定。7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算。 參考文獻第一章 課題題目及主要技術(shù)參數(shù)說明1.1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。1.2 主要技術(shù)參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2300N，輸送帶的工作速度V=1。5m/s，輸送機滾筒直徑D=130mm。1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 單班制工作（每班工作8小時），要求減速器設(shè)計壽命為10年(每年按360天計算)，三相交流電源的電壓為380/220V。1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡,第二章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關(guān)性能參數(shù)計算2.1 減速器結(jié)構(gòu)本減速器設(shè)計為水平剖分，

4、封閉臥式結(jié)構(gòu)。2.2 電動機選擇（一）工作機的功率Pw. =FV/1000=2300×1.5/1000=3.45kw（二）總效率 = =0.94×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99×0.96=0.858（三）所需電動機功率 額定功率 查機械零件設(shè)計手冊得 Ped = 5.5 kw 電動機選用Y132m-26 n滿 = 1000r/min2.3 傳動比分配 工作機的轉(zhuǎn)速n=60×1000v/（D） =71.65r/min 取 則將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm)

5、i 04.2096039907 30.94 13.78320112573 23.6771.594885474.470.97 33.671.5947922910.98 第三章V帶傳動設(shè)計 3.1確定計算功率查表得KA=1.1，則根據(jù)n=960r/min PCa=KAP=1.1×4.02=4.422KW 3.2確定V帶型號按照任務(wù)書得要求，查表8-11可知選擇普通V帶。根據(jù)PCa =4.422KW及n1=960r/min，查圖確定選用A型普通V帶。3.3確定帶輪直徑（1）確定小帶輪基準直徑根據(jù)圖推薦，由表8-8和8-10可知，取小齒輪的基準直徑選擇dd1=150mm。（2）驗算帶速v =

6、6.28m/s5m/sv30m/s,帶速合適。（3）計算大帶輪直徑dd2= i dd1（1-）=3×125=375mm根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=375mm3.4確定帶長及中心距（1）初取中心距a0得315a01200， 根據(jù)總體布局，取ao=500 mm(2) 確定帶長Ld：根據(jù)幾何關(guān)系計算帶長得=1816mm根據(jù)標準手冊，取Ld =1800mm。 (3)計算實際中心距=492mm中心距變化范圍為443-515mm3.5.驗算包角=151°90°，包角合適。3.6.確定V帶根數(shù)ZZ 根據(jù)dd1=125mm及n1=960r/min，查表得P0

7、=1.382KW,P0=0.11KWK=0.922KL=1.01查表8-4b pr=（po+P0)×K×KL=1.492x0.922x1.01=1.39kwZ=PCa pr =5.281.62=3.5 , 取Z=43.7.計算單根V帶的初拉力的最小值F0minF0=500查表得q = 0.10/m,則(F0)min=500=154N，取(F0)min =160N應(yīng)使帶的實際初拉力FO>1.5(F0)min=240N3.8.計算帶輪軸所受壓力FpFp=2ZF0sin=2×4×154×sin=1193N第4章 齒輪的設(shè)計計算(1) 選定齒輪類

8、型、精度等級、材料及齒數(shù)。 按圖所示，選用斜齒圓柱齒輪傳動，采用軟齒面。運輸機為一般機器，速度不高，選用8級精度（GB10095-88）。 由表10-1選擇小齒輪材料40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS；大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 選小齒輪齒數(shù)為 Z1= 24， 大齒輪齒數(shù)為 Z2= 24×4= 107。（2） 按齒面接觸強度設(shè)計齒輪。 由設(shè)計計算公式d2.32×Kt·T1·Ze²·(u+1)/d·H²·u ,確定有關(guān)參數(shù)。 載荷系數(shù)Kt=1.3 ； 小齒

9、輪的轉(zhuǎn)矩T1=112809N·mm ； 齒寬系數(shù)d=1 ； Ze=189.8MPa；u=4 由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa , 大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa 。 由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1=60· n1· j·Lh=60×320×1×(1×8×300×8)=3.6864× N2=N1 / I齒=3.6864×÷4.47=8.247× 計算接觸疲勞許用應(yīng)力： 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)

10、KHN1=0.90，KHN2=0.95; 取失效概率1%，安全系數(shù)S=1 ，由式（10-12）得 H1=KHN1 · Hlim1 / S=540MPa H2=KHN2 · Hlim2 / S=522.5MPa （3） 計算： 計算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值。 d1t2.32×1.3×112809×5.47×189.8²÷1÷4.47÷522.5²= 66.622mm 許用接觸應(yīng)力H=（552+528）/2=540MPa 計算圓周速度V。 V= ·d1t·

11、;n1/600×1000 = 1.12m/s 計算齒寬b及齒寬與齒高之比b/h 。 b = d · d1t = 1×66.622mm =66.622mm 模數(shù)m1=d1t /Z1=71.90÷24=2.99mm 齒高h =2.25m1=2.25×2.78=6. 25 bh = 66.622 ÷ 6.25 = 10.66 計算載荷系數(shù)。根據(jù)V= 1.12m/s，8級精度。由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.12， 查表10-3可知斜齒輪KH =KF=1 ；由表10-2查得使用系數(shù)KA=1； 用插值法查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，

12、由表10-4 KH =1.459 ，由圖10-13查的 KF=1.35 故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1×1.459×1×1.12=1.634 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)d1=d1t(K/Kt）=66.622×(1.634÷1.3)=71.90mm 計算模數(shù)。 m=d1/Z1=71.90÷24=2.99mm （四）按彎曲強度校核輪齒。齒根彎曲強度的設(shè)計公式m2KT1/dZ1²（YFaYsa/f）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值： 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa ,大

13、齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa 。 ,由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.88。 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力： F1取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-12得 F1=KFN1FE1/S=0.85×500÷1.4=303.57MPa F2=KFN2FE2/S=0.88×380÷1.4=238.86MPa 計算載荷系數(shù) K=KAKVKFKF=1×1.12×1.35=1.512由表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.652,YFa2=2.226。由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1=1.58,Ysa2=

14、1.764。計算大小齒輪的YFaYsa/ F并加以比較： YFa1Ysa1 / F1 =2.65×1.58÷303.57 =0.01379 YFa2Ysa2 / F2 =2.19×1.785÷238.86 =0.01644設(shè)計計算m2×1.512×99480×0.016371÷24² =2.05mm 可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.2 并就近圓整為標準值 m=2.5mm按接觸強度算得的分度圓直徑d1=73.606mm,計算應(yīng)有的齒數(shù)。 算出小齒輪齒數(shù)Z1=d1/m=71.9÷2.9925 取 Z1=

15、25 大齒輪齒數(shù)Z2=3.2x25=80 取 Z2=80 幾何尺寸計算： 1.計算分度圓直徑 d1=Z1m=25×2.5=62.5mm d2=Z2m=80×2.5=200mm 2.計算中心距 a=（d1+d2）/2=262.5÷2=131.25mm 。3. 按圓取整后的中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2)m/2a=arccos0.969=14°18'由于角度相差不大，故參數(shù)不必修正計算齒輪寬度 b=d·d1=1×62.5=62.5mm 圓整后取B2=62.5mm，B1=68mm 齒輪幾何尺寸的確定 ;齒頂圓直徑 由機械

16、零件設(shè)計手冊得 ha =1 c= 0.25 齒距 P = 2×3.14=6.28(mm)齒根高 齒頂高 齒根圓直徑 齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 ： 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)大齒輪的關(guān)尺寸計算如下： 軸孔直徑 d1 =67 輪轂直徑 D=1.6=1.6×67=107.2輪轂長度 輪緣厚度 0 = (34)m =6.158.2(mm) 取 =10輪緣內(nèi)徑 =-2h-2=168.1-2×6.25-2×10135.6mm 取=136mm 腹板厚度 c=0.3=0.3×62.5=18.75 取c=19(mm)腹板中心孔直徑 =0.5(+)

17、=0.5(107.2+135.6)=121.4(mm)腹板孔直徑 =0.25（-）=0.25（135.6-107.2）=38.5(mm) 取40mm 齒輪倒角n=0.5m=0.5×2.5=1.25 取2 齒輪工作如圖2所示： 第五章 軸的設(shè)計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械零件設(shè)計手冊中的圖表查得低速軸的材料選40號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217255=650MPa =360MPa =280MPa5.2 軸幾何尺寸的設(shè)計計算 初始數(shù)據(jù) 轉(zhuǎn)速：N0=960r/min N1=320r/min N2=71.59r/min N3=71.59r/min 功率：P0=4.02kw P1=3.7

18、8kw P2=3.67kw P3=3.6kw轉(zhuǎn)速:T0=39907N.mm T1=112573N.mm T2=488547N.mm T3=479228N.mm 5.3 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設(shè)計軸的最小直徑 主動軸=c=110=25.05 mm 從動軸=c=112=42.02 mm考慮鍵槽=25.05×1.05=26.3025 mm 考慮鍵槽=42.02×1.05=44.121 mm 選取標準直徑=28選取標準直徑=45 高速軸的工作簡圖如下： 首先確定各段直徑： A段：d128mm，由最小直徑算出 。 B段：d235mm，根據(jù)氈圈油封標準，選擇軸徑長度35mm 。 C段：d34

19、0mm，與軸承（深溝球軸承6008）配合，取軸承內(nèi)徑 。 D段：d444mm，設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h2mm，高速軸內(nèi)徑為44mm。 E段：d556mm,設(shè)計定位軸肩高度為h6mm 。 F段：d640mm，與軸承（深溝球軸承6008）配合，取軸承內(nèi)徑 。 確定各段軸的長度： A段：L11.8×2850.4mm，圓整取50mm 。 B段：L258mm，考慮軸承蓋與其螺栓長度后圓整取58mm ， C段：L365.5mm，與軸承（深溝球軸承6008）（倆個）配合，加上甩油環(huán)長度以及內(nèi)箱壁至軸承端面距離 。D段：L473mm，由高速軸齒輪齒寬B175mm及其間隙距離4mm確定 。E段：L5

20、9.5mm，由齒輪端面距箱體內(nèi)壁的距離以及甩油環(huán)超出內(nèi)壁的距離確定 。F段：L645mm，由甩油環(huán)的寬度和深溝球軸承的長度確定 。軸的總長度L298mm 。低速軸的工作簡圖如下：聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca1.3×517621n·mm672907N·mm，按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，其工程師轉(zhuǎn)矩為1.25×10N·mm，選擇聯(lián)軸器的軸孔直徑d48mm，軸孔長度Y型112mm。確定各段軸的直徑 ：A段：d148mm，與彈性柱銷聯(lián)軸器配合 。B段：d255mm，設(shè)定定位軸肩高度h3.5mm，根據(jù)油封標準，選擇

21、軸徑為55mm 。C段：d360mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，取軸承內(nèi)徑 。D段：d466mm，設(shè)定定位軸肩高度3mm，低速軸內(nèi)徑為66mm。E段：d578mm，設(shè)定定位軸肩高度6mm 。F段：d660mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，取軸承內(nèi)徑 。 確定各段軸的長度：A段：L1112mm，根據(jù)彈性柱銷聯(lián)軸器HL4的軸孔長度Y型112mm.B段：L258mm，考慮軸承端蓋螺栓與聯(lián)軸器不發(fā)生干涉 。C段：L346mm，與軸承（深溝球軸承6012）配合，考慮甩油環(huán)長度，以及內(nèi)箱壁至軸承座端面距離。D段：L468mm，根據(jù)齒輪軸上齒輪的寬度B275mm以及間隙距離4mm 。E段：L5

22、12mm，由齒輪端面距箱體內(nèi)壁的距離以及甩油環(huán)超出內(nèi)壁的距離確定 。F段：L630mm，考慮軸承長度18mm與甩油環(huán)的高度 。5.4 軸的校核計算 ： 高速軸的受力如下圖 齒輪上的分力Ft12T1d12×39907÷62.51277.024NF1Ft1·tan20°1277.024×0.364464.8NV帶上的壓軸力Fp1193N經(jīng)分析該結(jié)構(gòu)為超靜定問題，為了便于分析，先取內(nèi)側(cè)的軸承對分析，如果其符合要求，則再加上外側(cè)的軸承對，軸一定滿足要求 。 L1=105.5mm ， L267.5mm， L367.5mm由材料力學(xué)知識得在水平面上 由FH

23、0得 ，F(xiàn)NH1FNH2FPF1對C點求矩 FP（L1L2）FNH1L2FNH2L30彎矩 MH1FPL1 ，MH2FNH2L3 在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，F(xiàn)Nv1FNv2F1 對C點求矩 FNV1L2FNV2L30 彎矩 Mv1Mv2FNV1L3在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，F(xiàn)Nv1FNv2F1 對C點求矩 FNV1L2FNV2L30 彎矩 Mv1Mv2FNV1L3解得： 水平支反力 FNH12846.7N ， FNH2269.9N MH1128288N·mm , MH218218N·mm 垂直支反力 ：FNV1 FNv 1869.38NMv1 Mv2 1

24、26183N·mm 合成彎矩： MB179944N·mm， MC127491N·mm 所以B截面為危險截面按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，取0.6caMBT1)÷W 179944(0.6×134595)0.1×4030.82MPa高速軸的材料為40Cr，由表15-1差得-170MPa由ca-1 可知，該軸符合強度條件 。低速軸的受力如下圖 齒輪上的分力 Ft22T2d22×517621÷369N3054N F2Ft2·tan20°3054×0.364N1112N L169mm ， L269

25、mm， 由材料力學(xué)知識得在水平面上 由FH0得 ，F(xiàn)NH3FNH4F2對C點求矩 FNH3L1FNH4L20彎矩 MH3MH4FNH3L1 在垂直方向上（V面) 由Fv0得 ，F(xiàn)Nv3FNv4Ft2 對C點求矩 FNV1L1FNV2L20 彎矩 Mv1Mv2FNV3L1解得： 水平支反力 FNH13556N ， FNH4556N MH338364N·mm , MH438364N·mm 垂直支反力 ：FNV3 FNv4 1527NMv3 Mv4 105363N·mm 合成彎矩：MC164388N·mm 所以C截面為危險截面按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度，取0.

26、6caMcT2)÷W 164388(0.6×517621)0.1×6612.22MPa低速軸的材料為45鋼，由表15-1差得-160MPa由ca-1 可知，該軸符合強度條件 。低速軸的受力如下圖 六、 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇。6.1 軸承的選擇及校核。1. 高速軸承兩對，選擇型號為6008深溝球軸承。經(jīng)分析，易得靠近V帶輪的兩個軸承最先失效，為了便于計算，把FNV1，F(xiàn)NH1均等作用在靠近V帶的兩個軸承上。計算靠近V帶的兩個軸承上的近似徑向載荷：FrFNH12²FNV12²½1694.45N計算軸承當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fF1.2，軸向

27、載荷理論上為0，故FaFre，查表13-5得x1,y0則 pfFxFryFa2033.34N查參考書可知6008深溝球軸承的基本額定負載CT17KN動載荷， Cr11.8KN靜載荷 所以CCT1.7×10N校核軸承壽命 ： Lk10C÷P÷60 ÷N1 h 10×17000÷2033.34÷60 ÷320 h 30438 h10.6年按一年360個工作日，每天單班制8小時天，壽命10年，故所選軸承適用 。2.低速軸軸承，選擇型號為6012深溝球軸承 。計算軸承的徑向載荷： Fr3FNH32²FNV32&#

28、178;½812.54N Fr4FNH42²FNV42²½812.54N計算軸承3、4的當(dāng)量載荷，取載荷系數(shù)fF1.2，軸向載荷理論上為0，故FaFre，查表13-5得x31,y30 ；x41,y40 則 p3fFX3Fr3Y3Fa3975.05N P4fFX4Fr4Y4Fa4975.05N所以取Pp3P4975.05N校核軸承壽命 ： Lk10C÷P÷60 ÷N2 h 10×31500÷975.05÷60 ÷320 h 175610h30年按一年360個工作日，每天單班制8小時天，壽

29、命10年，故所選軸承適用 。6.2 鍵鏈接的選擇及校核計算。1. 高速軸上與帶輪相連處鍵的校核 ： 鍵b×h×l8×7×40圓頭普通平鍵A型 單鍵，鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，由表6-2查得許用擠壓力p100120MPa，取平均值p110MPa。鍵的工作長度lLb40832mm，鍵與輪鍵槽的接觸高度K0.5h3.5mm，由式6-1可得 p2T1lkd2×134595÷3.5÷32÷2885.84MPa110MPa 滿足設(shè)計要求2. 高速軸上與小齒輪相連處鍵的校核 ： 鍵b×h×l14×9&

30、#215;65圓頭普通平鍵A型 單鍵，鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，p110MPa 。p2T1lkd2×134595÷4.5÷51÷4426.66MPa110MPa 滿足設(shè)計要求3. 低速軸上與聯(lián)軸器相連處鍵的校核 ： 鍵b×h×l14×9×100圓頭普通平鍵A型 單鍵，鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，p110MPa 。p2T2lkd2×517621÷4.5÷86÷4855.73MPa110MPa 滿足設(shè)計要求4.低速軸上與大齒輪相連處鍵的校核 ： 鍵b×h×l20×12×56