我機械設計課程設計單級圓柱齒輪減速器說明書王超教材

我的機械設計課程設計__單級圓柱齒輪減速器說明書王超教材我的機械設計課程設計__單級圓柱齒輪減速器說明書王超教材23/23我的機械設計課程設計__單級圓柱齒輪減速器說明書王超教材任務書1第一章緒論3第二章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算44455第三章傳動零件的設計計算--V7第四章齒輪的設計計算88999第五章軸的設計計算111316第六章軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇171818第七章減速器潤滑、密封1919197.219第八章減速器附件的選擇確定19第九章箱體的主要結構尺寸計算20參照文件設計任務書設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。題目數(shù)據(jù)：組號33運輸帶速度V/（m/s）卷筒直徑D/(mm）400運輸帶贊同速度誤差為5%設計任務要求：一張2.軸、齒輪零件圖紙各一張（３號圖紙）兩張3.設計說明書一分一份第一章緒論設計目的本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳達相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故部署在傳動的高速級，以降低傳達的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。2、傳動方案的解析與擬訂1、工作條件：使用年限10年，工作為一班工作制，載荷平穩(wěn)，室內工作。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=27000N；帶速；滾筒直徑D=400mm；3、方案擬訂：采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動擁有優(yōu)異的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用保護方便。圖1帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖計算及說明結果第二章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算本減速器設計為水平剖分，采用Y系列三相異步電動機，封閉臥式結構。（一）工作機的功率PwPw=FV/1000帶=30000××（二）總效率總總=帶齒輪聯(lián)軸器軸2承×××（三）所需電動機功率PdPdPw/4.74/0.915020(KW)電動機額定總功率Pnd6.024(KW)Ped卷筒工作轉速為：n卷筒=60×1000·V/（π·D）r/min依照《機械設計課程設計》Ｐ７表2--3介紹的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比i齒=3~6范圍。?。謳鲃颖萯帶2~4。則總傳動比理論范圍為：i總=6~24。故電動機轉速的可選范為nd=i總×nw～1910.8r/min則吻合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1500r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速器傳動比,所以選定電動機型號為Y160M-6，n滿=971r/min。1、確定傳動裝置的總傳動比由選定的電動機滿載轉速n滿和工作機主動軸轉速nI可得傳動裝置總傳動比為：i總=n滿/nI2、分配各級傳動裝置傳動比：總傳動比等于各傳動比的乘積i總=i帶i齒取i帶=2.5（一般V帶i=2～4）由于：i總=i帶i齒所以：i齒＝i總／i帶＝3（一）轉速nn0=n滿=971（r/min）nI=n0/i帶=n滿/i帶=388（r/min）nII=nI/i齒（r/min）nIII=nII（r/min）（二）功率PP0Pd5.02(kw)Ⅰ軸：P1P0帶4.18(kw)Ⅱ軸：P2P1齒輪軸承3.971(kw)卷筒軸P3P2聯(lián)軸器軸承3.77(kw)（三）轉矩T

選定電動機型號為Y160M-6i帶i齒=3nI=388r/min）nIIr/min）nIIIr/min）P0P1P2P3計算及說明結果Ⅰ軸Ⅱ軸

T09550P0/n049.37(N﹒m)T0(N﹒m)T1T0帶i帶102.44(Nm)T1(N﹒m)T2T1齒輪軸承i齒291.95(N﹒m)T2(N﹒m)卷筒軸T3T2聯(lián)軸器軸承i齒帶277.36(N﹒m)3(N﹒m)將上述數(shù)據(jù)列表以下：軸號功率NT/P/kW-1)(N﹒m)i097113882331計算及說明結果第三章傳動零件的設計計算減速器外面零件的設計計算一般V形帶傳動設計一般V形帶傳動須確定的內容是：帶的型號、長度、根數(shù)，帶輪的直徑、寬度和軸孔直徑中心距、初拉力及作用在軸上之力的大小和方向1、選擇帶的型號：查表6－4得KA=1.2則計算功率為PC=KA·P=9KW依照n1、Pc查表和圖，采用A型帶。2、確定帶輪基準直徑、驗算帶速查資料表6－5，6－6，采用d1=125mm帶速帶速驗算：V=n1·d1·π/（1000×60）=3.14×125×971/1000×介于5~25m/s范圍內，故合適大帶輪基準直徑d2=n1/n2××125=315mm3、確定帶長和中心距a：0.7·（d1+d2）≤a0≤（2·d1+d2）0.7×（112+280）≤a0≤2（×125+315）≤a0973≤.8mm初定中心距a0=800，則帶長為L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0)·2=2×500+π·（112+280）/2+（280-112）/(4×500)查6－2表，按標準選帶的基準長度Ld=2500mm的實質中心距a=a0+(Ld-L0)/2=900mm4、驗算小帶輪上的包角α1α1=180-(d2-d1)57×.3/a=160.16>120小輪包角合適5、確定帶的根數(shù)由式zPc確定V帶根數(shù)，P1KLKP1查6－3表得P1＝，查6－7表得P1＝查6－2表得KL＝，K＝則Z=PC/（(P0+△P0)·KL（）×0.99×故要取3根A型V帶計算及說明

選A型帶d1=125mmd2=315mm帶中心距a=900mm小輪包角合適選3根V帶結果第四章齒輪的設計計算4.1直齒圓柱齒輪小齒輪為40Gr鋼調按輸入的轉速388r/min，傳動比3計算，傳動功率7.5kw,連質，齒面硬續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)來計算。度為（1）選定齒輪資料、熱辦理方式和精度等級250HBS因載荷平穩(wěn)，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的大齒輪為資料為40Gr鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪采用45號鋼45號鋼正正火，齒面硬度為220HBS。火，齒面硬齒輪精度初選8級度為（2）初選齒數(shù)和齒寬系數(shù)。220HBSZ1=28Z2=Z1·i1=28×3=84取ψd=1滑動率及修正：ε=1-（d2nII）/d2n滿=0%Z1=28Z2=84帶實質傳動比：i'=d2/d1（1-ε）從動輪轉速：nII'=n滿/i'=388修正后齒輪傳動比：i=3i帶輸入轉矩為49.37N·m傳動比誤差：Δ=（）/3=0.5%吻合誤差要求i齒=34.2齒輪幾何尺寸的設計計算按齒面接觸疲倦強度計算小齒輪的轉矩為49.37N·m確定各參數(shù)值：1.載荷系數(shù)因K取值在之間，由于載荷平穩(wěn)，取2.許用應力：σHlim1=710MPaσHlim2=570MpaσFlim1=245MPaσFlim2=195Mpa按一般可靠要求取安全系數(shù)為，則許用接觸應力[σH1]=σHlim1/SF=710/1.1=645MPa[σH2]=σHlim2/SF=570/1.1=518MPa［σH］許用齒根波折應力[σF1]=σFlim1/SF=188MPa=518Mpa[σF2]=σFlim2/SF==150MPa[σF]取兩式計算中的較小值，即［σH］=518Mpa[σF]=150MPa=150MPa計算小齒輪分度圓直徑齒數(shù)比=84/24=4=4計算及說明結果2d1≥kT1u11Ψdu［σH］將數(shù)值帶入上述公式可知：d1≥確定模數(shù)和齒寬取標準模數(shù)值m=34.2.2按齒根波折接觸強度校核計算σ2KT1ε［σ］校核bd1m式中：小輪分度圓直徑d1=m·Z=3×28=84mm齒輪嚙合寬度b=Ψd·d1=1.72=84mm0×查手冊得兩齒輪的齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)將數(shù)據(jù)帶入公式得：σF1=60MPaσF2=51MPa由于[σF1]≥σF1[σF2]≥σF2故滿足齒根波折疲倦強度要求4.2.3齒輪幾何尺寸的確定分度圓直徑：d1=84mmd2=252mm齒頂圓直徑:da1=d1+2ha1m=92mmda2=d2+2ha1m=260mm齒根圓直徑:df1=d1-2（ha+c）m=74mmdf2=d1-2（ha+c）m=242mm中心距：a=m·（Z1+Z2）/2=168mm4.3齒輪的結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鑄造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算以下：軸孔直徑d=71(mm)輪轂直徑D1=1.2d=1.271=85×(mm)圓整到85mm輪轂長度L50(mm)輪緣厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8

m=3強度滿足d1=84mmd2=252mmda1=92mmda2=260mmdf1=74mmdf2=242mma=168mm小齒輪采用齒輪軸結構大齒輪采用腹板式結構輪轂直徑:D1=85mm輪轂長度:L50mm計算及說明結果輪緣內徑D2=da2-2h-20=208mm輪緣內徑：D2=208mm取D2=180(mm)腹板厚度×腹板厚度：取c=15(mm)c=15mm腹板中心孔直徑D0=0.5(D1+D2)=168(mm)腹板中心孔直徑：腹板孔直徑d0（D2-D1）=32(mm)D0=168mm取d0=32(mm)腹板孔直徑齒輪倒角×d0=32mm齒輪倒角：計算及說明結果第五章軸的設計計算5.1輸入軸的設計（1）小齒輪資料用40Gr鋼，調質，σb=750MPa；（2）按扭轉強度估計軸的直徑采用45號鋼調質，硬度217～255HBS軸的輸入功率為P1轉速為n1=388r/min依照課本查表計算取a=79mmb=49mmc=49mmd≥C·P3mm1173nⅠ388考慮有一個鍵槽，將直徑增大5%，則×圓整為30mm以上計算的軸徑作為輸入軸外伸端最小直徑。（3）軸的結構設計，軸上零件的定位、固定和裝置單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面、右側均由軸肩軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別和軸承端蓋定位，采用過渡配合固定。求齒輪上作用力的大小、方向1○小齒輪分度圓直徑：d1=84mm○2作用在齒輪上的轉矩為：T1=1.02×103N·mm○3求圓周力：FtFt=2T1/d1=2×1.02×103/50=2439N○4求徑向力FrFr=Ft·tan2439α=×tan200=887N

齒輪軸采用號鋼調質，硬度217～255HBSd=30mm圓周力：Ft=2439N徑向力：Fr=887N計算及說明結果5.2輸出軸的的設計⑴按扭矩初算軸徑大齒輪資料用45鋼，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBS大齒輪軸軸徑的初算：大齒輪軸的轉速較低，受轉矩較大，故?。篊=117d≥C·3P211733.97mmn2考慮有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則×圓整為45mm以上計算的軸徑作為輸出軸外伸端最小直徑軸的結構設計，軸的零件定位、固定和裝置單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，該設計潤滑方式是油潤滑，箱體四周開有輸油溝，齒輪一面用軸肩定位，另一面用軸套定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪、右軸承和皮帶輪依次從右側裝入。求齒輪上作用力的大小、方向○1大齒輪分度圓直徑：d1=252mm○2作用在齒輪上的轉矩為：T2=836000N·mm3○求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×836000/252=6369N4○求徑向力：FrFr=Ft·tan6369α=×tan200=2318N

大齒輪資料用45鋼，正火，σb=600Mpa，硬度217～255HBSd=45mm計算及說明結果5.3軸強度的校核強度校核公式：σe=MI總/W≤[-σ1]輸入軸：軸是直徑為30的是實心圓軸，3=27000Nmm軸資料為45號鋼，調質，許用波折應力為[σ-1]=65MPa則σe=MI總/W=31.28≤[-1]=σ65MPa故軸的強度滿足要求輸出軸：圓周力：(1)軸是直徑為50的是實心圓軸，3=125000NmmFt=6369N軸資料為45號鋼，正火，許用波折應力為[σ-1]=65MPa則σe=MΙ2/W=6.35≤[-σ1]=65MPa徑向力：故軸的強度滿足要求Fr=2318N輸入軸的強度滿足要求輸出軸的強度滿足要求計算及說明結果第六章軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1軸承的選擇及校核因軸轉速較高，且只承受徑向載荷，應采用深溝球軸承。依照初算軸徑，考慮軸上零件軸向定位和固定，預計初裝軸承處的軸徑并假設采用輕系列，查表定出轉動軸承型號列表以下：基本尺寸mm軸號軸承型號小軸軸承型dDB號為620616206306216大軸軸承型號為620826208408018依照條件，軸承預計壽命10年×365×24=87600小時小軸的軸承使用壽命計算小齒輪軸承采用6206，CrFr教材表10-8查得fp徑向當量動載荷：P=fpFr622.83=747.396Nrr所以由式P60nL'h，查表10-6可知ft=1Cj=3106ft1061000小軸軸承滿3Lh60384=6231601.8>87600故滿足壽命要求足壽命要求大軸的軸承使用壽命計算大軸承采用6208，CrFr徑向當量動載荷：Pr=fpFrr=1.2611.32=733.58NP60nL'h，查表10-6可知ft=1所以由式Cj=3106ft1063Lh1000大軸軸承滿60=11346921>87600h足壽命要求故滿足壽命要求6.2鍵的選擇計算及校核小軸上的鍵：查手冊得，采用A型平鍵，得：A鍵8×40GB1096-79L=40mmh=7mm依照式σp=2T/(d·k·L)=2Ft/(kL)=24·.45MPa≤100MPa小軸上鍵故鍵強度吻合要求強度吻合要求2.大軸上的鍵：查手冊選：A鍵12×34GB1096-79L=34mmh=8A鍵12×52GB1096-79L=52mmh=8依照式σpa=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(kL)=24·.7Mpa<100Mpaσpc=2·TⅠ/（d·h·l）=2Ft/(kL)=16·.15Mpa<100Mpa大軸上鍵故鍵強度吻合要求強度吻合要求6.3聯(lián)軸器的選擇在減速器輸出軸與工作機之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器因軸的轉速較低、傳達轉矩較大，又因減速器與工作機常不在同一機座上，要求由較大的軸線偏移補償，應采用承載能力較高的剛性可移式聯(lián)軸器。查表得采用LT8型號的軸孔直徑為35的凸緣聯(lián)軸器，公稱轉矩Tn=710N·采用LT8型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩Tn=710，采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=45～63，選d=56，軸孔長度L=71LT8型彈性套住聯(lián)軸器相關參數(shù)

采用LT8型凸緣聯(lián)軸器許用公稱轉速軸孔軸孔軸孔鍵槽型號轉矩n/直徑外徑長度資料種類1）d/mmD/mm種類T/(N·m)（r·minL/mmLT871030005671224HT200J型A型計算及說明結果第七章減速器潤滑、密封7.1潤滑的選擇確定齒輪V＜12m/s，采用浸油潤滑,所以機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了防備油攪動時浮起沉渣，齒輪浸油潤齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30～50mm。對于單級減速器，滑浸油深度為一個齒高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳達1KW需油量V0～3。2.對于轉動軸承來說，由于傳動件的速度不高，采用飛濺軸承油潤滑潤滑。這樣結構簡單，不宜流失，但為使?jié)櫥煽?要加設輸油溝。齒輪潤滑采用AN150全系統(tǒng)耗費油，最低～最高油面距10～20mm，需油量為1.2L左右2.軸承潤滑采用AN150全系統(tǒng)耗費油7.2密封的選擇與確定1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封采用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外面軸的外伸端與透蓋的縫隙，由于采用的電動機為低速、常溫、常壓的電動機，則可以采用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以擁堵泄漏縫隙，達到密封的目的。毛氈擁有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲蓄潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下屢次自行潤滑。

齒輪軸承均用AN150全系統(tǒng)耗費油第八章減速器附件的選擇確定1、軸承端蓋：HT150參看唐曾寶編著的《機械設計課程設計》（第二版）的表14－1依照以下的公式對軸承端蓋進行計算：d0=d3+1mm；D03；D2=D03；3；e1≥e；m由結構確定；D4=D-(10～15)mm；D5=D0-3d3；D6=D-(2～4)mm；d1、b1由密封尺寸確定；b=5～10，～1)b2、油面指示器：用來指示箱內油面的高度。計算及說明結果3、放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內污油和便于沖刷箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方