《機械設計課程設計--設計輸送傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器.docx》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設計課程設計--設計輸送傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器.docx（105頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、江西農(nóng)業(yè)大學班級 交運1202設計者 葉 穎學號 20121086指導老師 徐雪紅 2014.01機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定.5二、電動機的選擇.5三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.7四、傳動裝置的運動和動力設計.7五、普通V帶的設計.9六、齒輪傳動的設計.13七、傳動軸的設計.18八、滾動軸承的設計.24九、箱體的設計.26十、潤滑和密封的設計.26十一、文獻參考.26一、機械設計基礎課程設計任務書 設計題目:設計輸送傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器。題號：8運動簡圖:原始數(shù)據(jù):題號12345輸出軸功率P（kw）344.856.2輸出軸轉(zhuǎn)速n(r/min)353840

2、4550傳動工作年限6108108每日工作班數(shù)21111工作場所車間礦山礦山車間車間批量小批大批小批成批成批題號678910輸出軸功率P（kw）3.54.45.565.8輸出軸轉(zhuǎn)速n(r/min)3840484850傳動工作年限8108108每日工作班數(shù)21111工作場所車間車間礦山車間礦山批量小批成批大批成批小批設計工作量：一 編寫設計計算說明書份二、繪制減速器大齒輪零件圖1張（3號圖紙）三、繪制減速器低速軸零件圖1張（3號圖紙）四、繪制減速器裝配圖1張（1號圖紙）二、傳動方案擬定原始數(shù)據(jù)：輸送傳動裝置輸出軸功率P=5.5kw 輸送傳動裝置輸出軸轉(zhuǎn)速n=48r/min。三、電動機的選擇1.電

3、動機類型的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2.確定電動機的功率： (1) T運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩：（為工作機輸送效率）T=（9550* Pw）/n=1050.5(N.m)（2）傳動裝置的總效率： 總=式中：1、2、3、4、分別為帶傳動、減速器、開式齒輪、軸承的傳動效率。取=0.92，0.97，0.95 4=0.98總= =0.920.970.950.98=0.8 (3) 電動機所需的工作功率： =5.5/0.80=6.9kw3.確定電動機轉(zhuǎn)速：查表1-8（機

4、械設計課程設計手冊（第三版）按推薦值取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍36選擇i=46。開式圓柱齒輪傳動比范圍5，選擇i=46，取帶傳動比=則總傳動比理時范圍為32144。輸出軸轉(zhuǎn)速n(r/min)=48 n(r/min)故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： 總=3214448=15366912r/min符合這個轉(zhuǎn)速范圍的有同步轉(zhuǎn)速3000r/min的 電動機。4.電動機的確定：表（12-1）機械設計課程設計手冊（第三版）根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速(r/min)同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S2-27.530002900此選定電動機型號

5、為Y132S2-2四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n=2900/48 = 60.4總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=i0ii開 （式中i0、i分別為帶傳動比 和減速器的傳動比）2、分配各級傳動比取i0=3（普通V帶 i=24）,取齒輪i圓柱齒=5因為：iai0ii開所以：i開=4五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算電機軸： P1=6.9kw T1=9550*P1/n1=9550*6.9/2900=22.7II 軸： P2=1*P1=0.92*6.9=6.3 n2=n1/i帶=

6、2900/3=966.7 T2=9550*P2/n2=9550*6.3/966.7=62.2III軸： P3=2*4* P2=6.0 n3=n2/i減=966.7/5=193.34 T3=9550*P3/n3=9550*6.0/193.34=296.4IV軸： P4=3*4* P3=5.6 n4=n3/i開193.34/4=48.335 T4=9550*P4/n4=9550*5.6/48.335=1106.5 軸功率p（）轉(zhuǎn)矩T（Nm）轉(zhuǎn)速 n(r/min)傳動比i電動機軸16.922.72900軸26.362.2966.73軸36.0296.4193.345軸45.61106.548.335

7、4表1五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.17.5=8.25（ KW） 根據(jù)課本P219表13-15得知其交點在A、B型交界線處，故A、B型兩方案待定： 方案1：取A型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mm i=3d2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =3100(1-0.02)=294mm 由表9-2取d2=295mm(雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1/（100060） =2900100/（100060） =15.18 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1

8、+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+275）a02（100+275） 262.5 a0750 初定中心距a0=600 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2600+（100+295）/2+（295-100）2/(4600) =1836.3 mm 由表13-2選用Ld=1800 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1836.3)/2=581.85582 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1) /a57.38 =180-19.22=160.8120合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =8.

9、25/（2.05+0.34）0.951.01） = 3.60 故要取4根A型V帶 計算軸上的壓力 由書13-17的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/zv+q v2 =5008.25（2.5/0.95-1）/（415.18）+0.115.182 =133.88 N 作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =24133.88sin(160.8/2) =1056 N方案二：取B型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =3 * 140*（1-0.02） =411.6 取d2=400mm (雖使n2略有減

10、少，但其誤差小于5%，故允許)帶速驗算： V=n1d1/（100060） =2900140/（100060） =21.26m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（140+400）a02（140+400） 378a01080 初定中心距a0=700 ，則帶長為 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2700+（140+400）/2+（400-140）2/(4700) =2272.4 mm 由表9-3選用Ld=2240 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2272.4)/

11、2=683.8mm684mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(400-140)*57.3/684=158.2120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)KLK） =8.25/（2.08+0.30）1.000.95）= 1.83 故取2根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z v+q v2 =5008.25（2.5/0.95-1）/（221.26）+0.1721.262 =235.12 N 作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(/2) =22235.12sin(158.2/2)=924 N

12、綜合各項數(shù)據(jù)比較得出方案二更適合六、齒輪傳動的設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼表面淬火，齒面硬度為45HRC，大齒輪選用45Cr號調(diào)質(zhì)，齒面硬度為230HBS。齒輪精度初選8級對于一般工業(yè)用齒輪傳動，最小安全系數(shù)選用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25接觸疲勞極限應力 小齒輪 =1140MPa 大齒輪 =680MPa 彎曲疲勞極限應力 小齒輪 =680MPa 大齒輪 =600MPa 許用接觸應力小齒輪 1=/ SH=1140MPa 大齒輪 2=/ SH=680MPa 許用彎曲應力 小齒輪 1=0.7/ SF=3

13、80MPa 大齒輪 2=0.7/ SF=336MPa 查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=2=680MPa；ZE=189.8；對于標準齒輪ZH=2.5;傳動比i23=3;外嚙合時設計公式中的“”取“+”號；（2）按輪齒彎曲強度設計計算小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9.55106P/n1=9.551066.3/966.7 =6.2104 Nmm初選螺旋角： =15齒數(shù)：Z1=19，則Z2=iZ1=319=57齒形系數(shù)：Zv1=19/cos315=21.08 Zv2=57/cos315=63.2查圖11-8得YFa1=2.88 ，YFa2=2.25由圖11-9得 YSa1=1.

14、57 ，YSa2=1.75因所以對小齒輪進行彎曲強度計算由表4-1取mn =2mm中心距：取a=90mm， 確定螺旋角齒輪分度圓直徑：d1= mn Z1 /cos =2*19/cos18=39.95mm齒寬： b=d1=0.8 * 39.95=31.96mm取 b2=40mm ，b1=45mm（3）驗算齒面接觸強度安全。（4）齒輪的圓周速度V=d1 n1/（60*1000）=2.02 m/s對照表11-2，選8級制造精度是合宜的。開式齒輪強度計算：(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選硬齒面，小齒輪的材料為20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為5662HR

15、C，大齒輪選用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC。齒輪精度初選8級對于一般工業(yè)用齒輪傳動，最小安全系數(shù)選用一般可靠度，SH=1.0，SF=1.25彎曲疲勞極限應力 小齒輪 =850MPa 大齒輪 =850MPa 許用彎曲應力 小齒輪 1=0.7/ SF=476MPa 大齒輪 2=0.7/ SF=476MPa 查教材表11-3、表11-6、表11-4：K=1.5；=0.8；=2=1500MPa；ZE=189.8；對于標準齒輪ZH=2.5;傳動比i2=5;外嚙合時設計公式中的“”取“+”號；（2）按輪齒彎曲強度設計計算小齒輪名義轉(zhuǎn)矩T1=9.55106P/n1=9.551066/1

16、93.34 =3105 Nmm初選螺旋角： =15齒數(shù)：Z1=18，則Z2=iZ1=518=90齒形系數(shù)：Zv1=18/cos315=19.97 Zv2=90/cos315=99.86查圖11-8得YFa1=2.92 ，YFa2=2.21由圖11-9得 YSa1=1.56 ，YSa2=1.82因所以對小齒輪進行彎曲強度計算由表4-1取mn =4mm中心距：取a=230mm， 確定螺旋角齒輪分度圓直徑：d1= mn Z1 /cos =4*18/cos20=76.66mm齒寬： b=d1=0.8 * 76.66=61.33mm取 b2=65mm ，b1=70mm（3）齒輪的圓周速度V=d1 n1/

17、（60*1000）=0.77 m/s對照表11-2，選8級制造精度是合宜的。七、軸的設計計算（一）高速軸的結(jié)構(gòu)設計1、選 材 因本減速器為一般常規(guī)用減速器，且由于小齒輪分度圓直徑較小，所以將高速軸設計為齒輪軸。選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第245頁表14-2取=35Mpa, C=116.2、軸的結(jié)構(gòu)設計軸上零件的定位，固定和裝配,將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定。3、初估直徑 dC=116mm=20.5mm軸上有單個鍵槽，軸徑應增加3 所以21.67（13）21.1mm 。

18、4、確定軸各段直徑和長度，見圖a段：由于帶輪與帶通過鍵聯(lián)接，則軸應增加5%，圓整取D1=23mm,帶輪的寬度B=（Z-1）*e+2f=34則第一段長度L1=40mmII段:軸段II的直徑應在軸的基礎上增加兩倍的非定位軸肩高度h12=(0.070.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=27mm,考慮氈圈軸徑取d2=28mm，安裝凸緣式軸承蓋和彈性套柱銷聯(lián)軸器，考慮必要的安裝距離取L2=50mm段和VI段： 初選用6206球軸承，其內(nèi)徑為30m，查表得B=16mm，D=62mm，Cr=19500N 所以兩段都是d3=30mm L3=20mm;段：這兩段軸有定位軸肩d4=d3+h12 =33m

19、m ，考慮到左右對稱，取軸肩長L4=10mm。段:V段為齒輪，分度圓直徑為40mm， 齒寬b=45mm，所以L5=43mm 整段軸長L=198mm5、按彎矩復合強度計算已知分度圓直徑d2=39.95mm、扭矩T2=62000 Nmm則：圓周力Ft=2T2/d2=262000/39.95=3104N軸向力Fa=Fttan=3104tan180=1009N徑向力Fr= Fttann / tan =1381N （a）繪制軸受力簡圖，見圖（b）繪制垂直面彎矩圖（如圖c）軸承支反力：FAV=FBV=Fr/2=1381/2=691 NFAH=FBH=Ft/2=3104/2=1552N由兩邊對稱，截面C為齒

20、輪作用點的截面，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MCV=FAVa=69142.5=29367.5Nmm (c)繪制水平面彎矩圖,見圖d。截面C在水平面上彎矩為：MCH=FAHa=155242.5= 65960Nmm (d)繪制合成彎矩圖，見圖eMC=(MCV2+MCH2)1/2=(29367.52+659602)1/2=72202.3Nmm (e)繪制扭矩圖,見圖f轉(zhuǎn)矩：T=62000Nmm (f)繪制當量彎矩圖，見圖g轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=72202.32+(0.662000)21/2=81222Nmm (

21、g)校核危險截面C的強度e=Mec/0.1d43=81222/（0.1333）=22.6MPa -1b=60MPa所以該軸強度足夠。6、軸承壽命校核：軸承壽命可由式Lh=3行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取Lh=3=106/（60966.7）19500/（1.21381）3=28088.98hLh/(8365)=9.6年8年7、鍵的設計與校核:根據(jù)軸的尺寸，參考課本表10-9。1、校核高速軸與聯(lián)軸器的平鍵聯(lián)接軸徑d1=23mm L1=40mm T=62000Nmm選用A型平鍵，鍵820GB1096-79鍵高h=7mm從課本

22、表10-10查得：p=80MPap=4T/dhl=462000/(23780)=17.1Mpap 該鍵安全。（二）低速速軸的結(jié)構(gòu)設計1、選 材 因本減速器為一般常規(guī)用減速器，選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第245頁表14-2取=35Mpa, C=116.2、軸的結(jié)構(gòu)設計軸上零件的定位，固定和裝配,將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定。3、初估直徑 dC=116mm=36.5mm軸上有單個鍵槽，軸徑應增加3 所以36.5（13）37.595mm 圓整取d=38。4、確定軸各段直徑和

23、長度，見圖a段：d1=38mm 由確定L1=60mmII段:軸段II的直徑應在軸的基礎上增加兩倍的非定位軸肩高度h12=(0.070.1d)d1=2mm,即d2=d1+2h12=42mm,考慮氈圈軸徑取d2=43mm，安裝凸緣式軸承蓋，考慮必要的安裝距離取L2=60mm段和段： -初選用6209球軸承，其內(nèi)徑為45m，查表得B=19mm，D=85mm，Cr=20500N 所以d3=45mm ,齒輪與軸承用套筒定位，考慮到高速軸齒輪與大齒輪平行嚙合，力臂相等，經(jīng)計算應取L3=25mmI段:IV段位定位軸環(huán)d4=d3+2h45,這里h45=2mm 所以 d4=51mm，由于軸承應對稱分布，取L4=

24、20mm段:V段為齒輪，分度圓直徑為50.05mm， 齒寬b=50mm，所以L5=48mm 整段軸長L=261mm5、按彎矩復合強度計算已知分度圓直徑d2=50.05mm、扭矩T3=296000Nmm則：圓周力Ft=2T3/d3=2296000/50.05=11828N徑向力Fr=Fttan=11828tan180=3843N（a）繪制軸受力簡圖，見圖b（b）繪制垂直面彎矩圖（如圖c）由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C為段的中截面軸承支反力：FAV=FBV=Fr/2=3843/2=1922NFAH=FBH=Ft/2=11828/2=5914N截面C在垂直面彎矩為MCV=FAVa=1922

25、57.5=110515Nmm (c)繪制水平面彎矩圖,見圖d。截面C在水平面上彎矩為：MCH=FAHa=591457.5=340055 Nmm (d)繪制合成彎矩圖，見圖eMC=(MCV2+MCH2)1/2=(1105152+3400552)1/2=357562Nmm (e)繪制扭矩圖,見圖f轉(zhuǎn)矩：T=296000Nmm (f)繪制當量彎矩圖，見圖g轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪應力按脈動循環(huán)變化，取=0.6，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=3575622+(0.6296000)21/2=399234Nmm (g)校核危險截面C的強度e=Mec/0.1d43=399234/（0.1513）

26、=30MPa -1b=60MPa所以該軸強度足夠。6、軸承壽命校核：軸承壽命可由式Lh=3行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本279頁表16-8,9，10取ft=1，fp=1.2取Lh=3=106/（60193.34）31500/（1.23843）3=27472.86hLh/(8365)=9.4年8年7、鍵的設計與校核:根據(jù)軸的尺寸，參考課本表10-9。1、校核低速軸與聯(lián)軸器的平鍵聯(lián)接軸徑d5=51mm L5=48mm T=296000Nmm選用A型平鍵，鍵1645GB/T 1096-79鍵高h=10mm從課本表10-10查得：p=130MPap=4T/dhl=4276890/

27、(511045)=51.59Mpap 該鍵安全。2、校核低速軸與齒輪的平鍵聯(lián)接軸徑d4=70mm L4=68mm T=276890Nmm選用A型平鍵，鍵2058GB1096-79 鍵高h=12mm從課本表10-10查得：p=130MPap=4T/dhl=4276890/(701258)=22.73Mpap 該鍵安全。八、選擇軸承潤滑與密封方式 軸承的潤滑取決于浸油齒輪的，圓周速度，即大齒輪的圓周速度，大齒輪的圓周速度v=dan/(601000)=3.1450.05193.34/(601000)=0.5m/s12m/s小齒輪=1140MPa ，大齒輪=680MPa , 680MPa1140MPa

28、c采用油池輪滑，選用LCKC潤滑油。應到齒輪半徑的六分之一。因軸轉(zhuǎn)速不高，故采用毛氈圈密封。一般情況下，為制造和加工方便，采用鑄造箱體，材料為鑄鐵。箱體結(jié)構(gòu)采用剖分式，剖分面選擇在軸線所在的水平面上。箱體中心高度H=d2/2+(5070)mm=50.05/2+(5070)= 75.02595.025mm取中心高度H=80mm箱體厚度，選用凸緣式軸承蓋，根據(jù)軸承型號設計軸承蓋的尺寸： 高速軸D=80mm，d3=8mm,D0=100mm,D2=120mm.低速軸D=90mm，d3=8mm，D0=112.5mm，D2=115mm。根據(jù)減速器中心距a=125mm查機械設計課程設計指導書（下同）表5-14可得：檢查孔尺寸：L=100mm，b=55mm；檢查孔蓋尺寸：b1=85mm，l1=130mm，b2=70mm，l2=115mm，d4=6.5mm，孔數(shù)4； 材料:Q235,厚度6mm。 通氣器選用表5-15通氣器1，選161.5 油標裝置選用表5-16中M12. 螺塞選用表5-19中M161.5. 定位銷選用圓錐銷。查表5-20：銷釘公稱直徑d=8mm。起吊裝置，按中心距查表5-21得箱體毛重85kg，選用吊環(huán)螺釘為M10。九、參考文獻機械設計課程設計手冊（第三版）機械設計課程設計指導書機械設計基礎(第五版)=105