機械設(shè)計說明書單級圓柱齒輪減速器設(shè)計

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 機械設(shè)計說明書設(shè)計題目： 單級機圓柱齒輪減速器 機械電子工程系 系 08一體化 專業(yè) 2 班 設(shè) 計 者： 曹劉備 學(xué) 號： 080522043 指導(dǎo)老師： 馬樹煥 2010 年 6 月 19 日 目錄一、 傳動裝置總體設(shè)計二、 v帶設(shè)計三、 各齒輪的設(shè)計計算四、 軸的設(shè)計五、 校核六、 主要尺寸及數(shù)據(jù)七 、 設(shè)計小結(jié) 設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置1已知條件：運輸帶工作拉力 f = 3200 n。 運輸帶工作速度 v= 2 m/s 滾筒直徑 d = 375 mm 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)。，室內(nèi)，工作，水分和灰度正常狀態(tài)，環(huán)境最高溫度

2、35 。要求齒輪使用壽命十年 。一、 傳動裝置總體設(shè)計一、 傳動方案 1） 外傳動用v帶傳動2） 減速器為單級圓柱齒輪齒輪減速器3） 方案如圖所示二、 該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分單級漸開線圓柱齒輪減速器。軸承相對于齒輪對稱，要求軸具有較大的剛度。原動機部分為y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計算與說明（一

3、）電機的選擇 工作機所需要的功率 pw =f×v=6400w =6.4 kw 傳動裝置總效率：總=帶輪×齒輪×軸承×軸承×聯(lián)軸器=0.95×0.97×0.99×0.99×0.99=0.89 電機輸出功率 p =pw/總= 7.11 kw 所以取電機功率p =7.5kw 技術(shù)數(shù)據(jù)： 額定功率 7.5 kw 滿載轉(zhuǎn)速 970 r/min 額定轉(zhuǎn)矩 2.0 nm 最大轉(zhuǎn)矩 2.0 nm選用y160 m-6型 外形查表19-2（課程設(shè)計書p174）a:254 b:210 c:108 d:42 e:110 f:12

4、 g:37 h:160 k:15 ab:330 ac:32 ad:255 hd:385 bb:270 l:600二、 v 帶設(shè)計總傳動比 定 v帶傳動比i1=3.2 定 齒輪傳動比i2=3外傳動帶選為v帶由表12-3（p216）查得ka=1.2 pca=ka×p = 1.1×7.5=9kw所以 選用b型v帶 設(shè)小輪直徑d1=125 d1/2h 大帶輪直徑 d2=i1×d1=3.2×125=439.6 所以取d2=400 所以 i1=d2/d1=3.2 所以大帶輪轉(zhuǎn)速n2=n1/i1=303(r/min) 確定中心距a和帶長l0 0.7（d1+d2）a2（

5、d1+d2） 367.5a1050 所以初選中心距 a0=500 =1861查表12-2（p210）得l0 =2000中心距 中心距調(diào)整范圍 amax =a+0.03ld=629.5 amin =a0.015ld=539.5小帶輪包角 確定v帶根數(shù)z 參考12-27 取p0=1.32kw由表12-10 查得p0=0.11kw由查表得12-5 查得包角系數(shù)k0.96 由表12-2(p210)查得長度系數(shù)kl=1.06計算v帶根數(shù)z，由式（5-28機設(shè)）取z=5根計算單根v帶初拉力f0，由式（12-22）機設(shè)。 由式12-22（機設(shè)）q=0.19計算對軸的壓力fq，由式（12-23機設(shè)）得小帶輪基

6、準直徑d1=125 mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑 d2= 400 mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)。三、 各齒輪的設(shè)計計算 1齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取z1=31 ，則z2=31×3=93 設(shè)計準則按接觸疲勞強度計算，按齒根疲勞強度校核。運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） n1= nm /i1=970/3.2=303 r/min n2= n1/i2=30

7、3/3=101 r/min 計算各軸的功率（kw） p1=p×帶輪=7.125kw p2=p1×軸承×齒輪=6.84kw傳遞扭矩（n·mm） t1 = 9.55××p1/n1= 9.55××7.125/303= 2.2×載荷系數(shù)k 由表（10-4機設(shè)） 因載荷平穩(wěn)取k=1.1齒寬系數(shù)a 輕型減速器 a=0.3許用接觸應(yīng)力h 由圖10-26（c）hlim1=600mpa hlim2=560mpa取較小值代入安全系數(shù)由表（10-5課設(shè)）查的sh=1h1= hlim1/sh=600 mpa h1 = hlim1

8、/sh=560 mpa按齒面解除疲勞強度計算式（10-25機設(shè)） a=(u+1) ×確定齒輪參數(shù)及重要尺寸圓整中心距 取a=180mm 模數(shù) m=2a/(z1+z2)=2.9 由表（10-1課設(shè)） 取m=3 齒輪分度圓直徑d1 =mz1 =93mm d2= mz2=279mm校核齒根彎曲疲勞強度確定有關(guān)參數(shù)由上可知 k=1.1 t1=225n.mb=a×a=0.3×180=54圓整后取 b1=55 b2=60許用彎曲應(yīng)力 f由圖10-24（c）得flim1 =210mpa flim2=180mpa安全系數(shù)由表10-5 取 sf=1.3f1= flim1 /sf=1

9、61.5mpa f2= flim2 /sf=138.5mpa 由圖10-23得 yf1=2.65 yf2=2.2f1=2kt1yf1/bm2z=83.6f1 f2=f1/f1=69.4f2計算齒輪的圓周速度v v=n1d1/60×1000=1.9m/s v 6m/s 所以8級精度合適四、 軸的設(shè)計1選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質(zhì)處理。 由表16-1（機設(shè)）強度極限 b=650mpa 屈服極限 s=360mpa 彎曲疲勞極限-1= 300 mpa 由表 16-2（機設(shè)） 可知118 c 107 取c=118從動軸的設(shè)

10、計1 按扭矩初估軸的直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：d考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=50mm2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式。1）、聯(lián)軸器的選擇已知從動軸的轉(zhuǎn)矩t=650n.m 由表19-1（機設(shè)）查得運輸機的工作情況系數(shù)ka=1.5 故 tc=ka×t=975 n·m 由表18-3（課設(shè)）選用彈性柱銷聯(lián)軸器，hl4 公稱扭矩為1250n.m 材料為鐵 許用轉(zhuǎn)速為2800r/min 允許軸孔直徑d取4056 滿足要求2）軸承選擇初選用6212深

11、溝球軸承技術(shù)數(shù)據(jù) 基本尺寸: d=60 d=110 b=22 安裝尺寸: da=69 da=1013) 各軸段直徑的確定 （1） 用于安裝聯(lián)軸器 d1=50（2） 用于聯(lián)軸器的軸間定位 d2=55（3） 軸承的安裝 d3=60（4） 安裝齒輪 d4=65（5） 齒輪的軸肩定位 d5=80（6） 用于軸承的軸肩定位 d6=65（7） 安裝軸承 d7=604) 各軸段長度的確定 （1）查表18-3(課設(shè))得 l1=84 （2）考慮軸承端蓋 l2=50 （3）考慮軸承取套筒為29 l3=53 （4）齒輪齒寬為55 l4=53 （5）軸肩 l5=10 （6）保持兩軸承對稱 l6=30 （7）考慮軸承寬

12、度 l7=665） 按彎曲復(fù)合強度計算 齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：t=9.55×p/n=6. 5×n·mm=650n·m 齒輪作用力：圓周力：ft=2t/d=4.68kn 徑向力：fr=fttan20º=1.7kn 齒輪分度圓直徑 d=279mm因為兩軸承對稱，所以la=74（1） 繪制剪力圖a (2)繪制垂直面彎矩圖b和水平面彎矩圖c 軸承支座反力 fay=fby=fr/2=0.85kn faz=fbz=2.34kn 由兩邊對稱知，截面c的玩具也對稱，截面c在垂直面最大彎矩為 mc1=fayl/2=62.9n.m截面c在水平面最大彎

13、矩為 mc2=fazl/2=173.1n.m(3)繪制復(fù)合彎矩圖d最大彎矩為mc=n·m（4）繪制當量彎矩圖emec=n·m（5）繪制扭矩圖f t=650n.m (6)校核危險截面c的強度e=269/0.1d=9.6mpa<-1b所以該軸強度足夠。主動軸的設(shè)計1 按扭矩初估軸的直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：dmm考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=41mm2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式， 1）軸承選擇初選用6209深溝球軸承技術(shù)數(shù)據(jù) 基本尺

14、寸 ： d=45 d=85 b=19 安裝尺寸 ： da=52 da=782) 各軸段直徑的確定 （1） 軸承的安裝 d1=45（2） 安裝齒輪 d2=50（3） 齒輪的軸肩定位 d3=55（4） 用于軸承的軸肩定位 d4=60（5） 安裝軸承 d5=45（6） 帶輪的安裝,考慮軸承端蓋等因素 d6=41 3) 各軸段長度的確定 （1）考慮軸承寬度，取套筒長29mm l1=48 （2）齒寬為60mm l2=58 （3）定位軸肩 l3=10 （4）用于軸承軸肩定位 l4=30 （5）安裝軸承，考慮軸承寬度，取套筒長29mm l5=66 （6）安裝帶輪，考慮軸承端蓋 l6=1204） 按彎曲復(fù)合強

15、度計算 齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：t=9.55×106p/n=225n.m 齒輪作用力： 圓周力：ft=2t/d=4.8kn 徑向力：fr=fttan20°=1.7kn 齒輪分度圓直徑 d=93mm因為兩軸承對稱，所以la=87(1)繪制剪力圖a(2)繪制垂直面彎矩圖b和水平面彎矩圖c 軸承支座反力 fay=fby=fr/2=0.85kn faz=fbz=2.4kn由兩邊對稱知，截面c的玩具也對稱，截面c在垂直面最大彎矩為 mc1=fayl/2=62.9n.m 截面c在水平面最大彎矩為 mc2=fazl/2=177.6n.m(3)繪制復(fù)合彎矩圖d最大彎矩為最大彎矩

16、為 (4)繪制當量彎矩圖e（5）繪制扭矩圖f t=220n.m (6)校核危險截面c的強度e=269/0.1d=21.5mpa<-1b所以該軸強度足夠。五、 校核1 軸承的校核 1） 從動軸上軸承的校核 (1)根據(jù)條件預(yù)計軸承壽命 lh=10×365×12=43800 h 由初選軸承型號為6212 查表得 d=60 d=110 b=22 徑向額定動載荷c=31.5kn 基本靜載荷co=27.8kn 極限轉(zhuǎn)速為7000r/min 已知 n=90r/min cr=36.8kn 軸承支座反力fr1=fr2=1.3kn fs=0.63fr=0.77kn 查表18-11得 e=

17、0.26 由于兩軸承對稱，所以 fa1=fa2=fs=1.3kn 取任意一端為壓緊端，現(xiàn)在取1端為壓緊端 fa1/fr1=0.62e fa2/fr2=0.62e 所以 x1=0.56 x2=0.56 ()計算當量動載荷p1、p2 p1=0.56×1.23+1×0.77=1.45 kn p2=0.56×1.23+1×0.77=1.45kn(3)計算軸承壽命lhp1=p2=1.45kn =3由表18-8（機設(shè)） 查得 ft=1由表18-9（機設(shè)） 查得 ff=1.2由式18-3（機設(shè)）lh=106/60n(ftc/ fff) =156107h 預(yù)期壽命足夠，

18、此軸承合格 2） 主動軸上軸承的校核 (1)根據(jù)條件預(yù)計軸承壽命 lh=10×365×12=43800h 由初選軸承型號為6209 查表得 d=45 d=85 b=19 徑向額定動載荷c=31.5kn 基本靜載荷co=17.5kn 極限轉(zhuǎn)速為9000r/min 已知 n=303r/min cr=24.5kn 軸承支座反力fr1=fr2=2.5kn fs=0.63fr=1.6kn 查表18-11得 e=0.26 由于兩軸承對稱，所以 fa1=fa2=fs=2.5kn 取任意一端為壓緊端，現(xiàn)在取1端為壓緊端 fa1/fr1=0.63>e fa2/fr2=0.63>e

19、 所以 x1=0.56x2=0.56 ()計算當量動載荷p1、p2 p1=0.56×2.5+1×1.6=3kn p2=0.56×2.5+1×1.6=3kn(3)計算軸承壽命lhp1=p2=3kn =3由表18-8（機設(shè)） 查得 ft=1由表18-9（機設(shè)） 查得 ff=1.2由式18-3（機設(shè)） lh=106/60n(ftc/ fff) =81255h 預(yù)期壽命足夠，此軸承合格2鍵的校核： 鍵1 18×11 l=50 鍵2 16×10 l=50 鍵3 14×8 l=80 查表14-2（機設(shè)）得 p=120mpa 由p=4t/

20、dhlc 得 p1=4×6.5×/60×11×(50-18)=103<p p2=4×2.25×/53×10×(50-16)=49.9<p p3=4×2.25×/41×8×(50-12)=72.2<p所以鍵的強度足夠3 各部件的潤滑 1）齒輪的潤滑 因為齒輪的圓周速度12m/s，所以采用浸油潤滑方式，高速齒輪 浸入由約0.7個齒高，低速齒輪浸入1/6個齒輪 2）滾動軸承的潤滑因浸油潤滑的傳動部件的圓周速度>2m/s，所以采用飛濺潤滑方式六、 主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸底座壁厚 =0.25a+1=5.5 取=7.5箱蓋壁厚 1=0.08=14.4底座上部凸緣厚度 h0=1.5=11.25箱蓋凸緣厚度 h1=1.51=21.6_底座下部凸緣厚度 h2=2.25=16.9地腳螺栓直徑 df=m16地腳螺栓數(shù)目 n=6底座與箱蓋連接螺栓直徑 d1=m8軸承蓋螺栓直徑 d2=m8軸承座聯(lián)接螺栓直徑 d3=0.85df=m12螺栓間距 l=150定位鞘直徑 d=6地腳螺栓孔凸緣配置尺寸 c1=25 c