單級圓柱齒輪減速器 設(shè)計書

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1、單級圓柱齒輪減速器設(shè)計書 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 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

2、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）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： η總=η帶

3、輪×η齒輪×η軸承×η軸承×η聯(lián)軸器 =0.95×0.97×0.99×0.99×0.99 =0.89 電機輸出功率 P =Pw/η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 n?m 最大轉(zhuǎn)矩 2.0 n?m 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 G:37 H:160 K:15 AB:330

4、 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 d1/2＜H 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

5、 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）≤a≤2（d1+d2） 367.5≤a≤1050 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 =a－0.015ld=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

6、數(shù)K≈0.96 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

7、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=303/3=101 R/min 計算各軸的功率（KW） 　　　　 P1=P×η帶輪=7.125KW 　　　　 P2=P1×η軸承×η齒輪=6.8

8、4KW 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)Ψa 輕型減速器 Ψa=0.3 許用接觸應(yīng)力[σH] 由圖10-26（c） ΔHlim1=600MPa ΔHlim2=560MPa取較小值代入 安全系數(shù)由表（10-5課設(shè)）查的SH=1 　　　　[ΔH1]= ΔHlim1/SH=600 MPa [ΔH1] = ΔHlim1/SH=560 MPa 按齒面解除疲勞強度計算式（10-25

9、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.m 　　　　　b=Ψa×a=0.3×180=54 　　圓整后取 b1=55 b2=60 　　許用彎曲應(yīng)力 [σF]由圖10-24（c）得 　　　　　[σFlim1] =210MPa [σFlim2]=180MP

10、a 　　安全系數(shù)由表10-5 取 SF=1.3 　　　　　[σF1]= σFlim1 /SF=161.5MPa [σF2]= σFlim2 /SF=138.5MPa 　　 由圖10-23得 YF1=2.65 YF2=2.2 　　　　　σF1=2KT1YF1/bm2z=83.6＜[σF1] σF2=σF1/σF1=69.4＜[σF2] 計算齒輪的圓周速度V V=πn1d1/60×1000=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

11、 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 σb=650MPa 屈服極限 σs=360MPa 彎曲疲勞極限σ-1= 300 MPa 由表 16-2（機設(shè)） 可知 118 ≥ c ≥ 107 取c=118 從動軸的設(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： d≥ 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=50mm 2 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

12、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40~56 滿足要求 2）軸承選擇 　初選用6212深溝球軸承 　技術(shù)數(shù)據(jù) 　基本尺寸: d=60 D=110 B=22 安裝尺寸: da=69 Da=101 3) 各軸段直徑的確定 （1） 用于安裝聯(lián)軸

13、器 d1=50 ?。?） 用于聯(lián)軸器的軸間定位 d2=55 　（3） 軸承的安裝 d3=60 ?。?） 安裝齒輪 d4=65 　（5） 齒輪的軸肩定位 d5=80 ?。?） 用于軸承的軸肩定位 d6=65 　（7） 安裝軸承 d7=60 4) 各軸段長度的確定 （1）查表18-3(課設(shè))得 L1=

14、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）考慮軸承寬度 L7=66 5） 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=

15、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=FA

16、y 截面C在水平面最大彎矩為 Mc2=FAz (3)繪制復(fù)合彎矩圖d 　　　　最大彎矩為Mc=N·m （4）繪制當(dāng)量彎矩圖e 　　　　Mec=N·m （5）繪制扭矩圖f T=650N.m (6)校核危險截面C的強度 　　　σe=269/0.1d=9.6MPa<[σ-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： d≥mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=41mm 2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計

17、 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) 　基本尺寸 ： d=45 D=85 B=19 安裝尺寸 ： da=52 Da=78 2) 各軸段直徑的確定 （1） 軸承的安裝 d1=45 　（2） 安裝齒輪 d2=50 ?。?） 齒輪的軸肩定位 d3=5

18、5 ?。?） 用于軸承的軸肩定位 d4=60 ?。?） 安裝軸承 d5=45 ?。?） 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

19、 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=120 4） 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=9.55×106P/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 　　

20、　　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 截面C在水平面最大彎矩為 (3)繪制復(fù)合彎矩圖d 　　　　最大彎矩為最大彎矩為 (4)繪制當(dāng)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 　　　σe=269/0.1d=21.5MPa<[σ-1b] 　所以該軸強度足

21、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 　　　 L’H=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 　　　

22、軸承支座反力FR1=FR2=1.3KN FS=0.63FR=0.77KN 查表18-11得 e=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=0.62＞e FA2/FR2=0.62＞e 　所以 X1=0.56　　 Ｙ１＝１ 　　　　　　　　　　　X2=0.

23、56 Ｙ２＝１ 　　　　　　(２)計算當(dāng)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LH 　　　　　　　　P1=P2=1.45KN ε=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) ε =156107h

24、預(yù)期壽命足夠，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 　　　 L’H=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

25、 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 所以 X1=0.56　　?。伲保剑? 　　　　　　　　　　　X2=0.56 Ｙ２＝１ 　　　　　　(２)計算當(dāng)量動

26、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LH 　　　　　　　　P1=P2=3KN ε=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) ε =81255h 預(yù)期壽命足夠，此軸承合格 　　　2鍵的校核： 鍵1 18×11

27、L=50 鍵2 16×10 L=50 鍵3 14×8 L=80 查表14-2（機設(shè)）得 [σp]=120MPa 由σp=4T/dhLc 得 σp1=4×6.5×/60×11×(50-18)=103<[σp] 　 σp2=4×2.25×/53×10×(50-16)=49.9<[σp] σp3=4×2.25×/41×8×(50-12)=72.2<[σp] 　　　　　所以鍵的強度足夠 3 各部件的潤滑 1

28、）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 δ=0.25a+1=5.5 取δ=7.5 箱蓋壁厚 δ1=0.08δ=14.4 底座上部凸緣厚度 h0=1.5δ=11.25 箱蓋凸緣厚度

29、 h1=1.5δ1=21.6_ 底座下部凸緣厚度 h2=2.25δ=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

30、 L=150 定位鞘直徑 d=6 地腳螺栓孔凸緣配置尺寸 c1=25 c2=25 凸緣螺栓孔配置直徑 c1=15 c2=13 軸承旁凸臺半徑 R1=13 凸臺高度根據(jù)低速螺栓軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承端面距離 L1=20 大齒輪圓與內(nèi)箱壁距離 Δ1=1.2δ=9

31、 齒輪斷面與內(nèi)箱壁的距離 Δ2=20 底座深度 H=0.5a+30=170 齒輪結(jié)構(gòu)尺寸 （ha﹡=1 C﹡=0.25） 　　　　　　　　　　　　　　　　　　　主動齒輪 從動齒輪 齒數(shù) z 31 93 模數(shù) m 3 3 分度圓直徑 d=mz

32、 93 279 齒頂高 ha=ha﹡m 3 3 齒根高 hf=( ha﹡+ C﹡) 3.75 3.75 齒全高 h=ha+hf 6.75 6.75 齒頂圓直徑 da=m(z+2 ha﹡) 99 285 齒根圓直徑 df=m(z-2 ha﹡-2 C﹡) 85.5 271.5

33、分度圓齒距 P=Πm 9.4 9.4 分度圓齒寬 e=1/2Πm 4.7 4.7 分度圓齒厚 e=1/2Πm 4.7 4.7 基圓直徑 dn=d1cosα 87 262 七、 設(shè)計小結(jié) 由于第一次設(shè)計，沒有經(jīng)驗，所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確，以及軸結(jié)構(gòu)設(shè)計不及湊等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。 參考資料： （1）朱文堅 黃平 主編《機械設(shè)計基礎(chǔ)》?？茖W(xué)出版社。 2009。 （2）朱文堅 黃平 主編《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》?？茖W(xué)出版社。2209 （3）郁建平 主編《電機拖動與控制》?？茖W(xué)出版社。 2009。 （4）曾令宜 主編 AutoCAD 2004工程繪圖技能訓(xùn)練教程。高等教育出版社。2008 （5）李澄 吳天生 聞百橋 主編 《機械制圖》。高等教育出版社。2008