一級圓柱齒輪減速器設計大學畢設論文

PAGE36PAGE29寧XX大學《機械設計基礎》課程設計一級圓柱齒輪減速器所在學院專業(yè)班級姓名學號指導老師年月日機械設計課程設計計算說明書目錄一、任務書 3二、減速器的結構形式 3三、電動機選擇 4四、傳動比分配 5五、動力運動參數(shù)計算 5六、V帶設計傳動零件的設計 6七、齒輪的設計計算 107.1選擇齒輪材料及精度等級 107.2按齒面接觸疲勞強度設計 11八、軸的設計計算 16十、箱體尺寸及附件的設計 31總結 35參考文獻 36致謝 37一、任務書如下圖1-1，這是一個帶式運輸機傳動方案圖，主要技術參數(shù)：1.原始數(shù)據(jù)（1）運輸帶工作拉力F=1500/N;（2）運輸帶工作速度v=1.4/(m.s-1))（3）卷筒直徑D=250/mm.2.工作條件連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差±5%。4.設計任務編寫設計計算說明書1份，繪制減速器裝配圖1張（A1圖紙），零件工作圖4張。1-1二、減速器的結構形式本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構三、電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：從電動機到工作機的傳動總效率為：其中、、、、分別為V帶傳動、單級圓柱齒輪減速器、滾動軸承、聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取《機械基礎》P459的附錄3選取=0.96、=0.98（8級精度）、=0.99（球軸承）、=0.99、=0.96故(1)工作機的功率PW(3)所需電動機功率Pd又因為電動機的額定功率查《機械基礎》P499的附錄50，選取電動機的額定功率大于為2.42kW，滿足電動機的額定功率。3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：按《機械設計課程設計手冊（第三版）》P5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。由相關手冊V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為Ia=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×107.01=642~2568r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。（4）確定電動機的型號選上述不同轉速的電動機進行比較，查《機械基礎》P499附錄50及相關資料得電動機數(shù)據(jù)和計算出總的傳動比，列于下表：方案電機型號額定功率kW電機轉速r/min電機質量kg參考價格（元）總傳動比同步轉速滿載轉速1Y100L23150014203876013.272Y132S-6310009606310228.973Y132M3750710798006.63表二為降低電動機重量和價格，由表二選取同步轉速為1500r/min的Y系列電動機，型號為Y100L2-4查《機械基礎》P500附錄51，得到電動機的主要參數(shù)以及安裝的有關尺寸(mm)，見以下兩表：電動機的技術數(shù)據(jù)電動機型號額定功率（kw）同步轉速（r/min）滿載轉速（r/min）Y100L2-43150014202.22.2四、傳動比分配工作機的轉速取，則五、動力運動參數(shù)計算轉速n(2)功率P(3)轉矩T把上述計算結果列于下表：參數(shù)軸名輸入功率（kW）轉速(r/min)輸入轉矩（N.m）傳動比傳動效率軸0（電動機軸）2.42142016.27530.96軸1（高速軸）2.348473.346.8734.420.9603軸2（低速軸）2.278107.0120110.9801軸3（滾筒軸）2.233197六、V帶設計傳動零件的設計（1）計算設計功率Pd表4工作情況系數(shù)工作機原動機ⅰ類ⅱ類一天工作時間/h10~1610~16載荷平穩(wěn)液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機1.01.11.21.11.21.3載荷變動小帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩1.11.21.31.21.31.4載荷變動較大螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械1.21.31.41.41.51.6載荷變動很大破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機1.31.41.51.51.61.8根據(jù)V帶的載荷平穩(wěn)，兩班工作制（16小時），查《機械基礎》P296表4，取KA＝1.1。即（2）選擇帶型普通V帶的帶型根據(jù)傳動的設計功率Pd和小帶輪的轉速n1按《機械基礎》P297圖13－11選取。根據(jù)算出的Pd＝3.3kW及小帶輪轉速n1＝1440r/min，查圖得：dd=112～140可知應選取A型V帶。（3）確定帶輪的基準直徑并驗證帶速由《機械基礎》P298表13－7查得，小帶輪基準直徑為112～140mm則取dd1=112mm>ddmin.=75mm（dd1根據(jù)P295表13-4查得）表3.V帶帶輪最小基準直徑槽型YZABCDE205075125200355500由《機械基礎》P295表13-4查“V帶輪的基準直徑”，得=355mm誤差驗算傳動比：（為彈性滑動率）誤差符合要求②帶速滿足5m/s<v<25~30m/s的要求，故驗算帶速合適。（4）確定中心距離、帶的基準長度并驗算小輪包角由式可得0.7（112+355）2（112+355）即326.9934，選取=500mm所以有：由《機械基礎》P293表13－2查得Ld＝1實際中心距符合要求。表4.包角修正系數(shù)包角220210200190180150170160140130120110100901.201.151.101.051.000.920.980.950.890.860.820.780.730.68表5.彎曲影響系數(shù)帶型ZABCDE（5）確定帶的根數(shù)z查機械設計手冊，取P1=0.35KW，△P1=0.03KW由《機械基礎》P299表13－8查得，取Ka=0.95由《機械基礎》P293表13－2查得，KL＝1.16則帶的根數(shù)所以z取整數(shù)為3根。（6）確定帶輪的結構和尺寸根據(jù)V帶輪結構的選擇條件，電機的主軸直徑為d=28mm；由《機械基礎》P293，“V帶輪的結構”判斷：當3d＜dd1(90mm)＜300mm，可采用H型孔板式或者P型輻板式帶輪，這次選擇H型孔板式作為小帶輪。由于dd2>300mm，所以宜選用E型輪輻式帶輪?？傊?，小帶輪選H型孔板式結構，大帶輪選擇E型輪輻式結構。帶輪的材料：選用灰鑄鐵，HT200。（7）確定帶的張緊裝置選用結構簡單，調整方便的定期調整中心距的張緊裝置。（8）計算壓軸力由《機械基礎》P303表13－12查得，A型帶的初拉力F0＝119.15N，上面已得到=153.14o，z=3，則七、齒輪的設計計算7.1選擇齒輪材料及精度等級根據(jù)傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動。運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度，要求齒面粗糙度。因為載荷中有輕微振動，傳動速度不高，傳動尺寸無特殊要求，屬于一般的齒輪傳動，故兩齒輪均可用軟齒面齒輪。查《機械設計》P322表14－10，小齒輪選用45號鋼，調質處理，硬度236HBS；大齒輪選用45號鋼，正火處理，硬度為190HBS。取小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，使兩齒輪的齒數(shù)互為質數(shù)，取值,選取螺旋角。初選螺旋角則實際傳動比：傳動比誤差：，可用齒數(shù)比：由表[1]?。ㄒ蚍菍ΨQ布置及軟齒面）。7.2按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼制齒輪，所以由課本公式得：確定有關參數(shù)如下：1）確定公式內的各計算數(shù)值1)試選=1.352）由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z=2.433）由圖10-26則4)計算小齒輪傳遞的轉矩5)由表10-7選取齒寬系數(shù)=0.96）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)（4）、許用接觸應力由圖[1]查得，由式[1]計算應力循環(huán)次數(shù)由圖[1]查得接觸疲勞的壽命系數(shù)，通用齒輪和一般工業(yè)齒輪按一般可靠度要求選取安全系數(shù)。所以計算兩輪的許用接觸應力：故得：則模數(shù)：由表[1]取初步選擇標準模數(shù)：（5）、校核齒根彎曲疲勞強度3.根據(jù)齒根彎曲疲勞強度設計由式（10-17）確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)根據(jù)縱向重合度從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)計算當量齒數(shù)查齒形系數(shù)由表10-5查得,5)查應力校正系數(shù)由表10-3查得，,6)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限7）由圖10-18取彎曲疲勞系數(shù),8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-12）得9）計算大小齒輪的,并加以比較大齒輪的數(shù)值較大設計計算對比計算結果，由齒根接觸疲勞強度計算法面模數(shù)大于齒面彎曲疲勞強度計算帶模數(shù)，去，以滿足彎曲強度。確定有關參數(shù)和系數(shù)：1）計算中心距修正后的中心距為1402)按圓整后的中心距修整螺旋角因改變不多，故參數(shù),等不必修正。3）計算大小齒輪分度圓直徑齒度：取，其他幾何尺寸的計算（，）齒頂高由于正常齒輪，所以齒根高由于正常齒所以全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑名稱計算公式結果/mm模數(shù)m2.5壓力角n分度圓直徑d151.375d2228.62齒頂圓直徑`齒根圓直徑中心距140齒寬八、軸的設計計算高速軸的設計①選擇軸的材料和熱處理采用45鋼，并經(jīng)調質處理，查《機械基礎》P369表16－1，得其許用彎曲應力，。初步計算軸的直徑由前計算可知：P1=2.348KW,n1=473.3r/min其中，A取112?？紤]到有一個鍵槽，將該軸徑加大5%，則(2)求作用在齒輪上的力（3）選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調質處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊取。L1=1.75d1-3=46。大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取，L2=40。段裝配軸承且，所以查手冊。選用30307軸承。L3=B++5=21+15+5-2=39。（7）取安裝齒輪的軸段的直徑mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=46mm。軸環(huán)寬度，取取,有一軸肩定位軸承,高速軸的尺寸基本確定(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖=1\*GB3①作水平面內的彎矩圖。支點反力為1-1截面處和2-2截面處的彎矩=2\*GB3②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力1-1截面左側彎矩為1-1截面右側彎矩為2-2截面處的彎矩為=3\*GB3③作合成彎矩圖1-1截面2-2截面=4\*GB3④作轉矩圖T=25580N.mm=5\*GB3⑤求當量彎矩因減速器單向運轉,修正系數(shù)為0.6=6\*GB3⑥確定危險截面及校核強度截面1-1、2-2所受的轉矩相同，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。1、低速軸的設計(1)求低速軸上的轉矩T(2)求作用在齒輪上的力（3）選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調質處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力（4）按扭轉強度估算軸徑根據(jù)表15-3查得得考慮到軸的最小直徑處安裝聯(lián)軸器會有鍵槽存在，故將直徑加大3%-5% 取為了所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選用聯(lián)軸器型號聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=28mm故取軸的最小徑，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度（5）設計軸的結構由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸1段的左端需要制出一軸肩，故取軸2段直徑；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度(6)初步選定滾動軸承因為軸承同時受有徑向力和軸向力,故選用單列圓錐滾子軸承.并根據(jù)軸2段的直徑,由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為故軸3段直徑d3=d7=30mm，，左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm（7）取安裝齒輪的軸段的直徑d4=34mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=40mm。軸環(huán)寬度，取（8）取軸承端蓋的總寬度為10mm。根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離l=15mm故取（9）取齒輪距離箱體之間的距離a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm，已知滾動軸承寬度T=20mm則低速軸的尺寸基本確定(10)軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為28mm（11）確定軸上圓角和倒角取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按彎扭合成強度校核軸徑畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖=1\*GB3①作水平面內的彎矩圖。支點反力為1-1截面處和2-2截面處的彎矩=2\*GB3②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力1-1截面左側彎矩為1-1截面右側彎矩為2-2截面處的彎矩為=3\*GB3③作合成彎矩圖1-1截面2-2截面=4\*GB3④作轉矩圖T=87420N.mm=5\*GB3⑤求當量彎矩因減速器單向運轉,修正系數(shù)為0.6=6\*GB3⑥確定危險截面及校核強度截面1-1、2-2所受的轉矩相同，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。（三）、滾動軸承選擇2、高速軸軸承的校核①根據(jù)軸承型號30307查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=75200N；基本額定靜載荷為：=2\*GB3②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松=4\*GB3④求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1軸承2因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得則=5\*GB3⑤驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算選擇軸承滿足壽命要求.1、低速軸軸承的校核①根據(jù)軸承型號30306查設計手冊取軸承基本額定動載荷為：C=59000N；基本額定靜載荷為：=2\*GB3②求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知：=3\*GB3③求兩軸承的計算軸向力對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算：則軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松=4\*GB3④求軸承當量動載荷查設計手冊知e=0.31查課本表13-5得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)軸承1軸承2因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得則=5\*GB3⑤驗算軸承壽命因為,所以按軸承1的受力大小驗算選擇軸承滿足壽命要求.鍵的選擇與校核5.1.1在本設計中，所選擇的鍵的類型均為A型圓頭普通平鍵，其材料為45鋼，在帶輪1上鍵的尺寸如下表所示：軸鍵鍵槽半徑r公稱直徑d公稱尺寸bh寬度b深度公稱尺寸b極限偏差軸t轂一般鍵聯(lián)結軸N9轂9公稱尺寸極限偏差公稱尺寸極限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.1.25.1.2.1鍵的剪切強度校核鍵在傳遞動力的過程中，要受到剪切破壞，其受力如下圖所示：圖5-6鍵剪切受力圖鍵的剪切受力圖如圖3-6所示，其中b=8mm,L=25mm.鍵的許用剪切應力為[τ]=30，由前面計算可得，軸上受到的轉矩T=55Nm，由鍵的剪切強度條件：（其中D為帶輪輪轂直徑）（5-1）=10M30（結構合理）鍵的擠壓強度校核鍵在傳遞動力過程中，由于鍵的上下兩部分之間有力偶矩的作用，迫使鍵的上下部分產生滑移，從而使鍵的上下兩面交界處產生破壞，其受力情況如下圖所示：（初取鍵的許用擠壓應力=100）圖5-7鍵擠壓受力圖由（5-2）=2000N又有（5-3）8結構合理十一、聯(lián)軸器的選擇：聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，則按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm（6）潤滑與密封①齒輪的潤滑采用浸油潤滑，浸油深度為一個齒高，但不小于10mm。②滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為1m/s<2m/s，所以選用軸承內充填油脂來潤滑。③潤滑油的選擇齒輪選用普通工業(yè)齒輪潤滑油，軸承選用鈣基潤滑脂。④密封方法的選取箱內密封采用擋油盤。箱外密封選用凸緣式軸承蓋，在非軸伸端采用悶蓋，在軸伸端采用透蓋，兩者均采用墊片加以密封；此外，對于透蓋還需要在軸伸處設置氈圈加以密封。十、箱體尺寸及附件的設計采用HT250鑄造而成，其主要結構和尺寸如下：中心距a=154.5mm，取整160mm總長度L：總寬度B：總高度H：箱座壁厚：，未滿足要求，直接取8mm箱蓋壁厚：，未滿足要求，直接取8mm箱座凸緣厚度b：=1.5*8=12mm箱蓋凸緣厚度b1：=1.5*8=12mm箱座底凸緣厚度b2：=2.5*8=20mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8mm箱蓋肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空間：C1＝18mm，C2＝16mm軸承座端面外徑D2：高速軸上的軸承：低速軸上的軸承：軸承旁螺栓間距s：高速軸上的軸承：低速軸上的軸承：軸承旁凸臺半徑R1：箱體外壁至軸承座端面距離：地腳螺釘直徑：地腳螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm，所以n=4軸承旁螺栓直徑：凸緣聯(lián)接螺栓直徑：,?。?0mm凸緣聯(lián)接螺栓間距L：，取L＝100mm軸承蓋螺釘直徑與數(shù)量n：高速軸上的軸承：d3=6,n＝4低速軸上的軸承：d3=8，n＝4檢查孔蓋螺釘直徑：,取d4＝6mm檢查孔蓋螺釘數(shù)量n：因為a=160mm<250mm,所以n=4啟蓋螺釘直徑d5（數(shù)量）：（2個）定位銷直徑d6（數(shù)量）：（2個）齒輪圓至箱體內壁距離：，?。?0mm小齒輪端面至箱體內壁距離：，取＝10mm軸承端面至箱體內壁距離：當軸承脂潤滑時，＝10～15，?。?0大齒輪齒頂圓至箱底內壁距離：>30～50，?。?0mm箱體內壁至箱底距離：＝20mm減速器中心高H：，取H＝185mm。箱蓋外壁圓弧直徑R：箱體內壁至軸承座孔外端面距離L1：箱體內壁軸向距離L2：兩側軸承座孔外端面間距離L3：2、附件的設計（1）檢查孔和蓋板查《機械基礎》P440表20－4，取檢查孔及其蓋板的尺寸為：A＝115，160，210，260，360,460，取A＝115mmA1＝95mm，A2＝75mm，B1＝70mm，B＝90mmd4為M6，數(shù)目n＝4R＝10h＝3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通氣器選用結構簡單的通氣螺塞，由《機械基礎》P441表20－5，取檢查孔及其蓋板的尺寸為（單位：mm）：dDD1SLlaD1M221.53225.422291547（3）油面指示器由《機械基礎》P482附錄31，取油標的尺寸為：視孔A形密封圈規(guī)格（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用帶有細牙螺紋的螺塞擰緊，并在端面接觸處增設用耐油橡膠制成的油封圈來保持密封。由《機械基礎》P442表20－6，取放油螺塞的尺寸如下（單位：mm）：dD0LlaDSd1