機械設計課程設計說明書一級圓柱齒輪減速器設計

1、課課 程程 設設 計計 說說 明明 書書設計課題 一級圓柱齒輪減速器設計 專 業(yè) 材料成型及控制工程 班 級 姓 名 指導老師 課程設計陳洪濤第 - 2 - 頁2011.12目錄課程設計任務書課程設計任務書.3一、一、傳動方案擬定傳動方案擬定.4二、二、電動機選擇電動機選擇.4三、三、計算總傳動比及分配各級的偉動比計算總傳動比及分配各級的偉動比.6四、四、運動參數及動力參數計算運動參數及動力參數計算.6五、五、傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算.7六、六、軸的設計軸的設計.14七、七、鍵聯接設計及校核鍵聯接設計及校核.24八、八、滾動軸承設計及校核滾動軸承設計及校核.25九、九、密封和潤滑的

2、設計密封和潤滑的設計.26十、十、聯軸器的設計聯軸器的設計.27十一、十一、參考資料參考資料 .27十二、十二、設計心得及小結設計心得及小結 .28 課程設計陳洪濤第 3 頁2011.12課程設計任務書課程設計任務書設計帶式運輸機傳動裝置，傳動示意圖如下：一、已知條件1）鼓輪直徑 d = 400 mm2）鼓輪上的圓周力 f = 1.8 kn3）運輸帶速度 v = 1.3 m / s二、技術條件1) 傳動裝置的使用壽命預定為 10 年，單班制；2) 工作機的載荷性質平穩(wěn)，起動過載不大于 5%，單向回轉；3) 電動機的電源為三相交流電，電壓為 380 /220 伏;4) 允許鼓輪的速度誤差為5%；

3、5) 工作環(huán)境：室內。一、設計要求1、減速器裝配圖一張； 2、零件圖 2 張（由指導教師指定） ；3、設計說明書一份，按指導書的要求書寫。 課程設計陳洪濤第 4 頁2011.12一、一、 傳動方案擬定傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1.1 工作條件：使用年限 10 年，工作為單班工作制，工作機的載荷性質平穩(wěn)，起動過載不大于 5%，單向回轉，環(huán)境清潔。1.2 原始數據：滾筒圓周力 f=1800n； 帶速 v=1.3m/s；滾筒直徑 d=400mm。1.3 傳動簡圖（圖 1）二、二、 電動機選擇電動機選擇2.1 電動機類型的選擇： y

4、 系列三相異步電動機2.2 電動機功率選擇：2.2.1 傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯軸器滾筒 =0.960.9920.970.990.96=0.8672.2.2 電機所需的工作功率： 課程設計陳洪濤第 5 頁2011.12p工作=fv/1000總=18001.3/10000.867=2.7kw2.2.3 確定電動機轉速：計算卷筒工作轉速：n筒=601000v/d=6010001.3/400=62.1r/min 按手冊表 13-2 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 ia=3-6。取 v 帶傳動比 i1=2-6，則總傳動比理時范圍為 ia=6-36。故電動機轉速的可

5、選范圍為 nd=ian筒=（6-36）62.1=372.6-2235.6 r/min符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和 1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，指導書表 12-1 至 12-11。 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 3 方案比較適合，則選n=1500r/min。2.2.4 確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 y100l2-4。其主要性能：額定功率：3kw，滿載轉速 1430r/min，質量38kg。 課程設計陳洪濤第 6 頁2011.12三、三、

6、 計算總傳動比及分配各級的偉動比計算總傳動比及分配各級的偉動比3.1 總傳動比：i總=n電動/n筒=1430/62.1=233.2 分配各級偉動比據指導書 p7 表 1，取齒輪 i齒輪=4.5（單級減速器 i=3-6 合理）i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=23/4.5=5.1四、四、 運動參數及動力參數計算運動參數及動力參數計算4.1 計算各軸轉速（r/min）ni=n 電機=1430r/minnii=ni/i帶=1430/5.1=280.4(r/min)niii=nii/i齒輪=280.4/4.5=62.3(r/min)4.2 計算各軸的功率（kw）pi=p工作=2.7kwpii=pi帶

7、=2.70.96=2.59kwpiii=pii軸承齒輪=2.590.990.96 =2.46kw4.3 計算各軸扭矩（nm）ti=9.55106pi/ni=9.551062.7/1430 課程設計陳洪濤第 7 頁2011.12=18.03nmtii=9.55106pii/nii=9.551062.88/280.4 =88.55nmtiii=9.55106piii/niii=9.551062.46/62.3 =377.09nm五、五、 傳動零件的設計計算傳動零件的設計計算5.15.1 皮帶輪傳動的設計計皮帶輪傳動的設計計 帶速驗算： v=n1d1/（100060）=1430100/（100060

8、） =7.48m/s（1）選擇普通 v 帶型號 由 pc=kap=1.03=3（ kw） 根據課本 p219 表 13-15 可知，故取 a 型 v 帶（2）確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =5.1100(1-0.02)=499.8mm 由課本表 13-9 取 d2=500mm (雖使 n2略有減少，但其誤差小于 5%，故允許) 課程設計陳洪濤第 8 頁2011.12 介于 5-25m/s 范圍內，故合適 （3）確定帶長和中心距 a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+500）a02（100+5

9、00） 420a01200 初定中心距 a0=700 ，則帶長為 l0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（100+500）/2+（500-100）2/(4700) =2399.14 mm 由表 13-2 選用 ld=2500 mm 的實際中心距 a=a0+(ld-l0)/2=700+(2500-2399.14)/2=750.43mm（4）驗算小帶輪上的包角 1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(500-100)57.3/750.43=149.5120合適（5）確定帶的根數 z=pc/（(p0+p0) klk） =3.0/（1.32+0.17）

10、1.090.92） = 2.01 故要取 3 根 a 型 v 帶（6）計算軸上的壓力 由書 13-17 的初拉力公式有 課程設計陳洪濤第 9 頁2011.12 f0=500pc（2.5/k-1）/zv+q v2 =5003.0（2.5/0.92-1）/（37.48）+0.17.482 =120.39 n 由課本 13-19 得作用在軸上的壓力 fq=2zf0sin(/2) =23120.39sin(149.5/2)=696.9 n帶輪示意圖如下：小帶輪實心式 課程設計陳洪濤第 10 頁2011.12大帶輪腹板式5.25.2 齒輪傳動的設計計算齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考

11、慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr 調質，齒面硬度為 217-286hbs。大齒輪選用 45 鋼，調質，齒面硬度 197-286hbs；根據課本 p139 表 6-12 選 8 級精度。齒面精糙度 ra3.2-6.3m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3確定有關參數如下：傳動比 i齒=4.5 取小齒輪齒數 z1=20。則大齒輪齒數：z2=iz1=4.520=90 課程設計陳洪濤第 11 頁2011.12 實際傳動比 i0=90/20=4.5傳動比誤差：i-i0/i=4.5-4.5/4.5=0%2.5% 可用齒數比：u=i0

12、=4.5 取 d=1確定各參數值 載荷系數 k 查課本表 11-3 取 k=1.1 1 小齒輪上的轉矩 2t1=9.55106p/n1=9.551062.6/280.4 =0.86105 nmm 材料彈性影響系數 3 由課本表 11-4 ze=188.9 區(qū)域系數 zh=2.5 4 許用應力 查課本表 11-1。 5 hlim1=700mpa hlim2=600mpa 查表 11-5 按一般可靠要求取 sh=1 則 650 mpahhhs1lim1 600 mpahhhs2lim2 取兩式計算中的較小值，即h=600mpa于是 d1 21123 hzzuukthed =256005 . 29

13、.1885 . 415 . 411086. 01 . 123 課程設計陳洪濤第 12 頁2011.12 =52.3mm (4)確定模數 m=d1/z152.3/20=2.6 取標準模數值 m=3(5) 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 校核式中 fsafafyymbdkt112 分度圓直徑 d1=mz=320=60mm 1 齒度 b=dd1 =160=60mm,可取 b2=65mm,b1=70mm 2復合齒輪系數 yfa1=2.93 yfa2=2.25 3 ysa1=1.57 ysa2=1.81許用應力 查課本表 11-1 4 fe1=590mpa fe2=450mpa 查表 11-5 ，取 sf=

14、1.25 則 affefmps47225. 159011 affefmps36025. 145022 計算大小齒輪的并進行比較 5f把數值代入公式進行計算 則有57.193.2360651086.01.122511111 safafyymbdkt=74.38=472mpa1f 課程設計陳洪濤第 13 頁2011.12=65.85mpa=360mpa38.7457. 193. 281. 125. 2221112 safasafaffyyyy2f故滿足齒根彎曲疲勞強度要求（6） 幾何尺寸計算d1=mz1=320=60 mmd2=mz2=390=270mma=m （z1+z2）=3（20+ 90）/

15、2=165mmb=60 mm b2=65mm 取小齒輪寬度 b1=70mm （7）驗算初選精度等級是否合適齒輪圓周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460280.4/(601000) =0.88m/s對照表 11-2 可知選擇 8 級精度合適。 課程設計陳洪濤第 14 頁2011.12六、六、 軸的設計軸的設計1 1、輸入軸的設計、輸入軸的設計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用 45 調質，硬度 217-255hbs軸的輸入功率為 p=2.

16、59kw 轉速為 n=280.4r/min根據課本 p245（14-2）式，并查表 14-2，取 c=115dmmnpc47.244 .28059. 211533 (3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則 1軸應該增加 5%，取 d1=26mm，又帶輪的寬度 b=（z-1）e+2f 課程設計陳洪濤第 15 頁2011.12=（3-1）15+29=48 mm 則第一段長度 l1=48mm右起第二段直徑考慮倒角處距離,取：d2=32mm 2根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為 30mm，則取第二段的長

17、度 l2=60mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承 3有徑向力，而軸向力為零，選用 6208 型軸承，其尺寸為ddb=408018，那么該段的直徑為 d3=40mm，長度為l3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸 4承的內圈外徑，取 d4=46mm，長度取 l4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為 566mm，分度圓直徑為 60mm，齒輪的寬度為 60mm，則，此段的直徑為 d5=62mm，長度為 l5=70mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動 6軸承的內圈外徑，取 d6=48mm 長度取 l6= 1

18、0mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑為 7d7=40mm，長度 l7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 課程設計陳洪濤第 16 頁2011.12 小齒輪分度圓直徑：d1=60mm 1作用在齒輪上的轉矩為：t =0.86105 nmm 2 求圓周力：ft 3ft=2t1/d1=20.86105/60=2866.7n 求徑向力 fr 4fr=fttan=2866.7tan200=1043.4nft，fr 的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。其中在右起第一段中受到帶輪的作用力 f=697n（可查（五）v帶設計中的

19、值）則受力分析可得： 水平面的支反力： 1=0.5=1433.35nharhbrtf 垂直面的支反力： 2由于選用深溝球軸承則 fa=0, 那么=0.5= 701.7nvarvbrrf外力在支點產生的反力： 3f1=nlkf8 .6619994697f2=f+f1=1358.8n,（6）畫彎矩圖 課程設計陳洪濤第 17 頁2011.12 由上述軸長可知支承間跨距 l=99mm. 右起第五段剖面 c 處的彎矩： 水平面的彎矩：=0.5l =70.95 nmhcmhar 垂直面的彎矩：=0.5l =34.7nmvcmvar 外力 f 的彎矩：m2f=fk =69794=65.5nm c-c 截面

20、f 力的彎矩：maf=f1l/2=32.8 nm 合成彎矩： ma=111.8mafmmvchc22)(mn （7）畫轉矩圖： t= ftd1/2=2866.70.06/2=86 nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面 c 處的當量彎矩：=123.1nm em22aatm （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面 c 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差 1不大，所以剖面 c 為危險截面。已知 me=123.1nm ,由課本表 14-1 查得 b=650mpa，由 14-3 查得:-1=60mpa 則：e= me/w= me/(0.1d43)=

21、123.1/(0.10.063)=5.7 mpa -1右起第一段 d 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險 2 課程設計陳洪濤第 18 頁2011.12截面：=51.6 nm2 tmd e= md/w= md /(0.1d13)=51.6/(0.10.0263)=29.4mpa -1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 課程設計陳洪濤第 19 頁2011.122 2、輸出軸的設計計算、輸出軸的設計計算(1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用

22、45 調質，硬度 217-255hbs軸的輸入功率為 p3=2.46kw 轉速為 n3=62.3r/min 課程設計陳洪濤第 20 頁2011.12根據課本 p245（14-2）式，并查表 14-2，取 c=115d=39.16333.6246. 2115 npc(3)確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應 1該增加 5%，取 42mm，根據計算轉矩tc=kat=1.3377.09=490.2 nm，查標準 gb/t 50142003，選用 lx3 型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為 l1=82mm,軸段長l1=70mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，

23、該段的直徑取 50mm,根 2據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為 30mm，故取該段長為 l2=75mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑 3向力，而軸向力為零，選用 6211 型軸承，其尺寸為ddb=5510021，那么該段的直徑為 55mm，長度為 l3=36mm右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要 4增加 5%，大齒輪的分度圓直徑為 270mm，則第四段的直徑取 60mm,齒輪寬為 b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 l4=63mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑

24、為 5d5=68mm ,長度取 l5=10mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為 d6=55mm，長 6 課程設計陳洪濤第 21 頁2011.12度 l6=21mm(4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=270mm 1作用在齒輪上的轉矩為：t2 =3.77105nmm 2 求圓周力：ft 3ft =2t2/d2=23.77105/270=2792.6n 求徑向力 4 fr1=fttan=2792.6tan20=1016.4nfr考慮卷筒外力 1800n,則徑向力 fr= fr1+1800n=2816.4nft，fr的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據軸承支反力的作

25、用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：=0.5 = 1396.3nharhbrtf 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 fa=0那么=0.5=1408.2nvarvbrrf（6）畫彎矩圖 由上述軸長可知支承間跨距 l=110mm右起第四段剖面 c 處的彎矩： 水平面的彎矩：=0.5l = 76.8nmhcmhar 垂直面的彎矩：=0.5l =77.5nmvcmvar 課程設計陳洪濤第 22 頁2011.12 合成彎矩： =109.1 nmcm22vchcmm （7）畫轉矩圖： t= ftd2/2=377nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=

26、0.6 可得右起第四段剖面 c 處的當量彎矩：=251.1nm em22atmc （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面 c 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差 1不大，所以剖面 c 為危險截面。已知 me=251.1nm ,由課本表 14-3 有:-1b=60mpa 則：e= me/w= me/(0.1d43)=251.1/(0.10.063)=11.6 mpa -1b右起第一段 d 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險 2截面：=0.6377=226.2 nm2 tmd e= md /w= md/(0.1d13)=226.2/(0.10.0423)=33.9 mpa -1b 所以

27、確定的尺寸是安全的 。 課程設計陳洪濤第 23 頁2011.12以上計算所需的圖如下： 課程設計陳洪濤第 24 頁2011.12七、七、 鍵聯接設計及校核鍵聯接設計及校核1輸入軸與大帶輪聯接采用平鍵聯接此段軸徑 d1=26mm,l=48mm查手冊得，選用 a 型平鍵，得：a 鍵 87 gb/t1096-2003 l=40mmt=88.55nm h=7mm根據課本 p158（10-26）式得p=4 t/(dhl)=488.55/（0.0260.0070.04） =48.65mpa p= (100120mpa)2、輸出軸與聯軸器聯接采用平鍵聯接軸徑 d2=42mm l=70mm t=377.09n

28、m查手冊 選 a 型平鍵 gb/t1096-2003a 鍵 128 gb/t1096-2003l=56mm h=8mm p=4 t/（dhl）=4377.09/（0.0420.0080.07） =64.13mpa p =(100-120mpa)3、輸出軸與齒輪 2 聯接用平鍵聯接軸徑 d3=60mm l=63mm t=377.09nm查手冊 p513 選用 a 型平鍵 課程設計陳洪濤第 25 頁2011.12鍵 1811 gb/t1096-2003l= 50mm h=11mmp=4t/（dhl）=4377.09/（0.060.0110.056）=40.81mpa 9056.2n此軸承合格2.輸

29、出軸的軸承設計計算 課程設計陳洪濤第 26 頁2011.12（1）初步計算當量動載荷 p因該軸承在此工作條件下只受到 fr 徑向力作用，所以 p=fr=2816.4n（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 =14805.7n3161629200103 .626014 .28161 . 11060 htplnfpfc（3）選擇軸承型號查課本表 11-5，選擇 6211 軸承,其 cr=43.2kn14.8kn此軸承合格九、九、 密封和潤滑的設計密封和潤滑的設計1.密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2潤滑(1)對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度 v 12m/s,采用浸油潤滑