一級直齒輸入V帶 輸出鏈輪P n X

1、河南科技大學機械設計說明書 題 目：一級直齒圓柱齒輪減速器 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名： 趙樂 學 號： 指導教師： 楊巍 二零一三年六月十八日目 錄第一部分 課程設計任務書-3第二部分 傳動裝置總體設計方案-3第三部分 電動機的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設計-8第六部分 V帶的設計-8第七部分 鏈傳動的設計-8第八部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計-17第九部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第十部分 減速器及其附件的設計-22第十一部分 潤滑與密封-24設計小結-25參考文獻-25第一部分 課程設計任務書一、設計課題： 設計一用于帶式

2、運輸機上的一級直圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉,載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限10年(300天/年),2班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。二. 設計要求:1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。3.設計說明書一份。三. 設計步驟:1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設計V帶和帶輪6. 設計鏈傳動和鏈輪7. 齒輪的設計8. 滾動軸承和傳動軸的設計9. 鍵聯(lián)

3、接設計10. 箱體結構設計11. 潤滑密封設計12. 聯(lián)軸器設計第二部分 傳動裝置總體設計方案1.組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2.特點：齒輪相對于軸承對稱分布，要求軸的剛度不大。3.確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級，鏈傳動和鏈輪設置在低速級。其傳動方案如下：圖一: 傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設計圖所示。選擇V帶傳動和鏈傳動的一級圓柱直齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.992×0.97×0.95×0.96=0.83h1為V帶的效率,h

4、2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為鏈傳動的效率,h5為滾筒的效率（包括滾筒和對應軸承的效率）。第三部分 電動機的選擇1 電動機的選擇已知條件為:P =6.2KW n = 80 r/min電動機所需工作功率為:pd= 7.47 KW執(zhí)行機構的曲柄轉速為:n = 80 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i0=24，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i1=36，鏈傳動的傳動比i2=25，則總傳動比合理范圍為ia=12120，電動機轉速的可選范圍為nd = ia×n = (12×120)×80 = 9609600r/min。綜合考慮電動機和傳

5、動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y132S2-2的三相異步電動機，額定功率為7.5KW,滿載轉速nm=2900r/min，同步轉速3000r/min。2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比： 由選定的電動機滿載轉速n 和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=2900/80=36.2（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i×i2 式中i0,i1,i2分別為帶傳動、減速器和鏈傳動的傳動比。為使V帶傳動和鏈傳動的外廓尺寸不致過大，初步取i0=2，i2=4，則減速器傳動比為:i=ia/(i0×i2)=36.2

6、/(2×4)=4.5第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速:nI = nm/i0 = 2900/2 = 1450 r/minnII = nI/i = 1450/4.5 = 322.2 r/minnIII = nII/i2 = 322.2/4 = 80.5 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 7.47×0.96 = 7.17 KWPII = PI×h2×h3 = 7.17×0.99×0.97 = 6.89 KWPIII = PII×h2×h4 = 6.89×0.9

7、9×0.95 = 6.48 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 7.1 KWPII' = PII×0.99 = 6.82 KWPIII' = PIII×0.99 = 6.42 KW(3)各軸輸入轉矩:TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉矩:Td = = 24.6 Nm 所以：TI = Td×i0×h1 = 24.6×2×0.96 = 47.2 NmTII = TI×i×h2×h3 = 47.2×4.5&#

8、215;0.99×0.97 = 204 NmTIII = TII×i2×h2×h4 = 204×4×0.99×0.95 = 767.4 Nm 輸出轉矩為：TI' = TI×0.99 = 46.7 NmTII' = TII×0.99 = 202 NmTIII' = TIII×0.99 = 759.7 Nm第五部分 V帶的設計1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc:Pc = KAPd = 1.1×7.47 = 8.22 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在A型交界線范圍內，故選

9、用A型V帶。2 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 100 mm,則：d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2×100×(1-0.02) = 196 mm 由手冊選取d2 = 200 mm。 帶速驗算：V = nm×d1×/(60×1000)= 2900×100×/(60×1000) = 15.18 m/s介于525m/s范圍內，故合適。3 確定帶長和中心距a0.7×(d1+d2)a02×(d1+d2)

10、0.7×(100+200)a02×(100+200)210a0600 初定中心距a0 = 405 mm，則帶長為:L0 = 2a0+×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)= 2×405+×(100+200)/2+(200-100)2/(4×405)=1287 mm 由表9-3選用Ld = 1250 mm，確定實際中心距為：a = a0+(Ld-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm4 驗算小帶輪上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a= 180

11、0-(200-100)×57.30/386.5 = 165.20>12005 確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+DP0)×KL×Ka)= 8.22/(2.06+0.35)×0.93×0.96) = 3.82故要取Z = 4根A型V帶。6 計算軸上的壓力： 由初拉力公式有：F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2= 500×8.22×(2.5/0.96-1)/(4×15.18)+0.10×15.182 = 131.6 N 作用在軸上的

12、壓力：FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)= 2×4×131.6×sin(165.2/2) = 1043.9 N第六部分 鏈傳動和鏈輪的設計1 選擇鏈輪齒數(shù)z1，z2 假設鏈速v=0.63m/s，查表7.6得z117，故選?。簔1=25；大鏈輪齒數(shù)：z2=i2×z1 = 4×25 = 100，取z2 = 1002 確定計算功率Pca 查表7-7得KA = 1，則：Pca = KA×PII' = 1×6.82 = 6.823 確定鏈節(jié)數(shù)Lp' 初選中心距a0 = 40p，則鏈

13、節(jié)數(shù)為：Lp' = = ?。篖p = 1464 確定鏈節(jié)距p 由式（7-15），鏈傳動的功率為：由圖7-11，按小鏈輪轉速估計，鏈工作在功率曲線的左側，查表7-8得：KZ = = KL = = 選取單排鏈，查表7-9，KP = 1P0 由P0=3.8KW和小鏈輪的轉速n2=322.2r/min查圖7-11選取鏈號為10A，再由表7-1查得鏈節(jié)距p = 15.875 mm。由點（n1，P0)在功率曲線的左側，與所選系數(shù)KZ、KL一致。5 確定中心距a = = 634.45 mm 中心距減少量a = (0.0010.002)a = (0.0020.004)×634.45 = 1.

14、272.54 mm 實際中心距a' = a-a = 634.45-(1.272.54) = 633.18631.91 mm 取a' = 633 mm6 驗算鏈速Vv = = 2.1 m/s7 計算作用于軸上的壓軸力Fe = = = 3248 NFp 1.2Fe = 1.2×3248 = 3898 N第七部分 齒輪的設計（一） 高速級齒輪傳動的設計計算1 齒輪材料、熱處理及精度： 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。 材料：高速級小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正

15、火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 4.5×20 = 90 ?。篫2 = 902 初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 47.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應力循

16、環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1450×1×10×300×2×8 = 4.18×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 4.18×109/4.5 = 9.28×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.85,KHN2 = 0.89 9) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:sH1 = = 0.85×610 = 518.5 MPasH2 = = 0.89×560 = 498.4 MPa許用接觸應力:s

17、H = (sH1+sH2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3 設計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 49.4 mm4 修正計算結果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.47 mm取為標準值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 165 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 20×3 = 60 mmd2 = Z2mn = 90×3 = 270 mmb = d×d1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = = 4.55 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級。5

18、 校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數(shù)值： 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×60 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa

19、2 = 2.21應力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.8 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應力循環(huán)次數(shù):N1 = 4.18×109大齒輪應力循環(huán)次數(shù):N2 = 9.28×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.81 KFN2 = 0.85 7) 計算彎曲疲勞許用應力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 152.7sF2 = = = 143.8 = = 0.02809 = = 0.02766小齒

20、輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度：mn = = 2.21 mm2.213所以強度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 60 mmd2 = 270 mmb = yd×d1 = 60 mmb圓整為整數(shù)為：b = 60 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 65 mm b2 = 60 mm中心距：a = 165 mm，模數(shù)：m = 3 mm第八部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設計軸的設計1 輸入軸上的功率P1、轉速n1和轉矩T1:P1 = 7.17 KW n1 = 1450 r/min T1 = 47.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的

21、分度圓直徑為:d1 = 60 mm 則:Ft = = = 1573.3 NFr = Ft×tana = 1573.3×tan200 = 572.6 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 19.1 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4%，故選取:d12 = 20 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8

22、 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 25 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故取:d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為:d×D×T = 30×62×16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位

23、軸肩高度：h = 3 mm，故?。篸45 = d67 = 36 mm，?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 65 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (70/2+35+16/2)mm = 78 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (6

24、5/2+30+5-16/2)mm = 59.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (65/2+5+32-16/2)mm = 61.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 799.7 NFNH2 = = = 773.6 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -1425.8 NFNV2 = = = 954.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 799.7×59.5 Nmm = 47582 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = 1043.9×78 Nmm = 81424 Nm

25、m截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -1425.8×59.5 Nmm = -84835 NmmMV2 = FNV2L3 = 954.5×61.5 Nmm = 58702 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 97268 NmmM2 = = 75564 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：

26、sca = = = MPa = 4.7 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：II軸的設計1 求輸出軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：P2 = 6.89 KW n2 = 322.2 r/min T2 = 204 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 270 mm 則:Ft = = = 1511.1 NFr = Ft×tanat = 1511.1×tan200 = 550 N3 初步確定軸的最小直徑: 先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調質），根據(jù)

27、機械設計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 31.1 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑d12，由于鍵槽將軸徑增大4%，故選?。篸12 = 32 mm，取：l12 = 40 mm。小鏈輪輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 37 mm。小鏈輪輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度： 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內徑標準，故?。篸34 = d67 = 40 mm；因軸只受徑

28、載荷作用，查軸承樣本選用:6208型深溝球子軸承，其尺寸為：d×D×T = 40mm×80mm×18mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內徑為：d2 = 48 mm，所以：d45 = 48 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 58 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×48 = 3.36 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×3.36 = 0 mm，所以：d56 =

29、 55 mm，l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位，則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 18+8+11+2.5+2 = 41.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+18+8+11+2.5-6=35.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6208深溝球軸承查手冊得T = 18 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (40/2+35+18/2)mm = 64 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (60/2-2+41.5-18/2)mm = 60.5 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (60/2+6+35.5-18/2)m

30、m = 62.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 767.8 NFNH2 = = = 743.3 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -4658.5 NFNV2 = = = 1960.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 767.8×60.5 Nmm = 46452 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FeL1 = 3248×64 Nmm = 207872 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -4658.5×60.5 Nmm = -281839 N

31、mmMV2 = FNV2L3 = 1960.5×62.5 Nmm = 122531 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：M1 = = 285641 NmmM2 = = 131041 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度： 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 28.1 MPas-1 = 60 MPa 故設計的軸有足夠的強度，并有一定的

32、裕度（注：計算W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下：第九部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1 輸入軸鍵計算： 校核大帶輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 6mm×6mm×63mm，接觸長度:l' = 63-6 = 57 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×57×20×120/1000 = 205.2 NmTT1，故鍵滿足強度要求。2 輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l

33、= 14mm×9mm×50mm，接觸長度:l' = 50-14 = 36 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×9×36×48×120/1000 = 466.6 NmTT2，故鍵滿足強度要求。(2) 校核小鏈輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 10mm×8mm×36mm，接觸長度:l' = 36-10 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8

34、5;26×32×120/1000 = 199.7 NmTT2，故鍵滿足強度要求。第十部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預計壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 572.6 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 572.6× = 9221 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.54×105L

35、h所以軸承預期壽命足夠。2 輸出軸的軸承設計計算:(1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 550 N(2) 求軸承應有的基本額定載荷值C為:C = P = 550× = 5365 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6208軸承，Cr = 29.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 7.98×106Lh所以軸承預期壽命足夠。第十一部分 減速器及其附件的設計1 箱體（箱蓋）的分析： 箱體是減速器中較為復雜的一個零件，設計時應力求各零件之間配置恰當，并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量輕，成本低廉的機器。2 箱體（蓋）的材料： 由于本課題所設計的減速器為普通型，故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應于成批生產(chǎn)。3 箱體的設計計算，箱體尺寸如下： 代號 名稱 計算與說明 結果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d' 箱體加強筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.