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1、摘要齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設計的就是一種典型的一級圓柱直齒輪減速器的傳動
2、裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度約為240HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為215HBS，齒輪精度等級為8級。軸、軸承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。緒論進入21世紀以來， 隨著科學技術、工業(yè)生產(chǎn)水平的不斷發(fā)展和人們生活條件的不斷改善市場愈加需要各種各樣性能優(yōu)良、質(zhì)量可靠、價格低廉、效率高、能耗低的機械產(chǎn)品，而決定產(chǎn)品性能、質(zhì)量、水平、市場競爭能力和經(jīng)濟效益的重要環(huán)節(jié)是產(chǎn)品設計。機械產(chǎn)品設計中，首要任務是進行機械運動方案的設計和構思、各種傳動機構和執(zhí)行機構的選用和創(chuàng)新設計。這要求設計者綜合應用各類典型機構的結構組成、運動原理、工作特點、設計方法及其在系統(tǒng)中的作用等知識，根據(jù)使用要求和
3、功能分析，選擇合理的工藝動作過程，選用或創(chuàng)新機構型式并巧妙地組合成新的機械運動方案，從而設計出結構簡單、制造方便、性能優(yōu)良、工作可靠、實用性強的機械產(chǎn)品。企業(yè)為了贏得市場，必須不斷開發(fā)符合市場需求的產(chǎn)品。新產(chǎn)品的設計與制造，其中設計是產(chǎn)品開發(fā)的第一步，是決定產(chǎn)品的性能、質(zhì)量、水平、市場競爭力和經(jīng)濟效益的最主要因素.機械原理課程設計結合一種簡單機器進行機器功能分析、工藝動作過程確定、執(zhí)行機構選擇、機械運動方案評定、機構尺度綜合、機構運動方案設計等，使學生進一步鞏固、掌握并初步運用機械原理的知識和理論，對分析、運算、繪圖、文字表達及技術資料查詢等諸方面的獨立工作能力進行初步的訓練，培養(yǎng)理論與實際結
4、合的能力，更為重要的是培養(yǎng)開發(fā)和創(chuàng)新能力。因此，機械設計課程設計在機械類專業(yè)學生的知識體系訓練中，具有不可替代的重要作用。本次我設計的是蝸桿減速器，以小見大，設計并不是門簡單的課程，它需要我們理性的思維和豐富的空間想象能力。我們可以通過對步進送料機的設計進一步了解機械原理課程設計的流程，為我們今后的設計課程奠定了基礎。 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1. 工作條件：滾筒及運輸帶效率=0.94.工作時，載荷有輕微沖擊。室內(nèi)工作，水分和灰分為正常狀態(tài)，產(chǎn)品生產(chǎn)為批量生產(chǎn)，允許總速比誤差4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不少于15000小時
5、，設計此工作條件下的齒輪減速器。2. 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=3800N；帶速V=1.10m/s；滾筒直徑D=295mm； 二、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：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.950.9920.970.990.94=0.840（2） 運輸機主軸上所需要的功率：電機所需的工作功率： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： 按機械設計課程設計書P7表2-3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=35。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=620，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范
6、圍的同步轉(zhuǎn)速有三種，750r/min、1000r/min和1500r/min。優(yōu)先選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機查表17-1，選電動機同步轉(zhuǎn)速為 r/min，滿載轉(zhuǎn)速 r/min的電動機。查得其型號和主要數(shù)據(jù)如下：電動機的安裝及有關尺寸方案號電動機型號額定功率/KW同步轉(zhuǎn)速/(r/min)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比軸外伸軸徑/mm軸外伸長度/mm1Y132S-45.51500144020.2138802Y132M2-65.5100096013.473880綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，則選n=960r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的
7、電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：2、分配各級傳動比據(jù)機械設計課程設計書P7表2-3，取V帶i帶=3（單級減速器i=24合理）所以四、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算一、 計算各軸得輸入功率電動機軸：軸（減速器高速軸）軸（減速器低速軸）二、 計算各軸得轉(zhuǎn)速 電動機軸 軸 軸 三、 計算各軸得轉(zhuǎn)矩電動機軸 軸 軸 參數(shù)輸入功率（kw）轉(zhuǎn)速（r/min）扭矩 (Nm)傳動比電動機4.9796049.48帶齒輪高速軸4.723014134.5低速軸
8、4.5471608五、 傳動零件的設計計算1、 普通V帶傳動得設計計算（1） 確定計算功率則： 式中，工作情況系數(shù)取1.2（2） 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉(zhuǎn)速，查機械設計圖5-9普通V帶型號選擇線圖，選擇A型V帶。（3） 確定帶輪的基準直徑 因為取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑 驗證帶速 在之間。故帶的速度合適。（4） 從動輪轉(zhuǎn)速n,2 (r/min)和誤差n,2=nmdd1/dd2=960100/300=320誤差 （n,2n1）/ n1=0（5） 確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：，即 取 V帶的基準長度： 查機械設計表5-6，選取帶的基準直徑長度 實際中心距： 有48mm的調(diào)
9、整量（6） 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。（7） 計算V帶的根數(shù)z 由，查機械設計表5-3，得，由，查表5-4，得，查表5-8，得， 查表5-6，得， 圓整取根。（8） 計算V帶的合適初拉力 查機械設計表5-2，取得 （9） 計算作用在軸上的載荷 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.（10）帶輪的結構設計 （單位）mm 帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距99輪緣厚66外徑內(nèi)徑40 40帶輪寬度帶輪結構 實心式 腹板式2、 齒輪傳動設計計算（1）擇齒
10、輪類型，材料，精度，及參數(shù) 選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調(diào)質(zhì)，；大齒輪材料取為：45號鋼, 正火處理， 選取齒輪為8級的精度（GB 100951998）齒面精糙度Ra1.63.2m（2）按齒面接觸疲勞強度初步計算齒輪參數(shù) 因為是閉式軟齒面齒輪傳動，故先按齒面接觸疲勞強度進行設計，即按下式進 行試算， 式中各參數(shù)為： 試選載荷系數(shù)Kt=1.4； 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1=9.55106P1/n1=9.551064.72/320=141005.75Nmm 按機械設計表6-7取齒寬系數(shù)d=1.0 齒數(shù)比u=4.5 選小齒輪的齒數(shù)；大齒輪的齒數(shù) 初選螺旋角
11、由，查機械設計圖6-20得區(qū)域系數(shù)ZH=2.45； 由機械設計表6-3查得彈性影響系數(shù)ZE=189.8Mpa1/2； 許用接觸應力由計算。查圖6-14（d）、(C)得接觸疲勞極限=550Mpa =390Mpa應力循環(huán)次數(shù)查圖6-16（曲線1）得接觸疲勞壽命系數(shù)ZN1=1.02 ZN2=1.11取安全系數(shù)SH=1.0 取初算小齒輪分度園直徑d1t 得（3）確定傳動尺寸計算圓周速度。 故8級精度合用。 計算載荷系數(shù)K各系數(shù)選擇如下：查表6-1得使用系數(shù)KA1.0由v=1.15m/s，8級精度查圖6-6得動載系數(shù)KV=1.13；查表6-2得齒間載荷分配系數(shù)Ka=1.2；查圖6-10得齒向載荷分布系數(shù)
12、=1.15； K=KAKVKa=1x1.13x1.2x1.15=1.55 對d1t進行修正 確定模數(shù)mn 取為標準模數(shù) 計算中心距 圓整為 精算螺旋角精算分度圓直徑計算齒寬取 (4)校核齒根彎曲強度 式中各參數(shù)為： K T1 b d1 mn 值同前； 由當量齒數(shù) 查表6-4得齒形系數(shù) 應力校正系數(shù) 斜齒輪的縱向重合度為由圖6-21查得螺旋角影響系數(shù)=0.85 許用彎曲應力由計算查圖6-15（d）（c）得彎曲疲勞極限，查圖6-17得彎曲疲勞壽命系數(shù)取 安全系數(shù) 故 滿足齒根彎曲疲勞強度。（5） 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱 代號計算公式結果小齒輪大齒輪中心距 240傳動比4
13、.5法面模數(shù)設計和校核得出3端面模數(shù) 3.07法面壓力角螺旋角一般為 齒數(shù)Z 略25113分度圓直徑 76.8347.2齒頂圓直徑82.8353.2齒根圓直徑 df69.3339.7齒輪寬b計算出8085螺旋角方向 左旋右旋六、 軸的設計1. 高速軸的設計。（1） 選擇軸的材料：選取35號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為217 -255HBS。（2） 初步估算軸的最小直徑 根據(jù)教材公式，取，則（3） 軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸 大帶輪段：由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加3%，取 ，又帶輪的寬度 ，則第一段的長度 軸承端蓋段：根據(jù)定位要求，取，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取
14、端蓋的外端面與帶輪的端面間的距離為20mm，則取。 軸承段：選用6309型深溝球軸承，其尺寸為，那么該段的直徑為，長度為。 齒輪段：取，根據(jù)前面計算結果可知小齒輪的寬度，故取。 軸承段：取直徑為，長度為。 兩軸承支點間的距離式中，大齒輪齒寬； a 箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙； S 箱體內(nèi)壁至軸承端面的距離； 軸承寬度； 高速軸的總長度：（4） 按彎扭合成應力校核軸的強度。 計算作用在軸上的力 圓周力： 徑向力： 軸向力： 計算支反力因為該軸上兩軸承與齒輪對稱安裝，所以：L2=L3=78.5mm所以水平面上支反力：垂直面上支反力：由 得 求得 又由 得 作彎矩圖 水平面彎矩： 垂直面彎矩： 合成
15、彎矩： 作轉(zhuǎn)矩圖 當扭轉(zhuǎn)剪力為脈動循環(huán)應變力時，取系數(shù)， 則： 按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的材料是45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其拉伸強度極限，對稱循環(huán)變應力時的許用應力。 由彎矩圖可以知道，可見截面C的當量彎矩最大，故校核該截面的強度： (安全) 軸的結構圖見零件圖所示2. 低速軸的設計。（1） 選擇軸的材料：選取35號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度為217-255HBS（2） 初步估算軸的最小直徑根據(jù)教材公式，取，則（3） 軸的機構設計，初定軸徑及軸向尺寸 聯(lián)軸器聯(lián)接段：由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加3%，取，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩，查標準GB/T5014-2003，選用LT9型彈性柱銷聯(lián)軸器，該半聯(lián)軸器傳遞的公
16、稱力矩Tn=1000Nm；半聯(lián)軸器的長度為142mm，與軸配合部分的長度L1=84mm，故取第一段的長度。 軸承端蓋段：根據(jù)定位要求，取，根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的端面間的距離為20mm，則取。 軸承段：選用6313型深溝球軸承，其尺寸為，那么該段的直徑為，長度為。 齒輪段：取，根據(jù)前面計算結果可知小齒輪的寬度，故取。 齒輪右端軸承臺肩段：此段為齒輪定位段，其直徑取，根據(jù)間隙距離要求，該段長度取。 自由段：考慮軸承用軸肩定位，由6313軸承查手冊得軸肩處安裝尺寸d6=77mm,該段長度取l6=14mm。 軸承段：取直徑為，長度為。 兩軸承支點
17、間的距離式中，小齒輪齒寬； a 箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙； S 箱體內(nèi)壁至軸承端面的距離； 軸承寬度； 低速軸的總長度：（4） 按彎扭合成應力校核軸的強度。 計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析 圓周力： 徑向力： 軸向力： 計算支反力因為該軸上兩軸承與齒輪對稱安裝，所以：L2=L3=80.5mm所以水平面上支反力：垂直面上支反力：由 得 求得 又由 得 作彎矩圖 水平面彎矩： 垂直面彎矩： 合成彎矩： 作轉(zhuǎn)矩圖 當扭轉(zhuǎn)剪力為脈動循環(huán)應變力時，取系數(shù)， 則： 按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的材料是45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，其拉伸強度極限，對稱循環(huán)變應力時的許用應力。有彎矩圖可知，C處彎矩最大，假設C
18、處為最小直徑，若 ，則軸其他地方都必符合要求。 (安全) 軸的結構圖見零件圖所示七、 滾動軸承的選擇和計算1. 高速軸選取滾動軸承（1） 根據(jù)條件，軸承預計壽命不少于15000小時（2） 選取的軸承：查課程設計表12-5，選取型號為6309深溝球軸承（每根軸上安裝一對）（3） 軸承計算 確定Cr查課程設計表12-5得知，軸承的基本額定動載荷Cr=52800N，基本額定靜載荷C0=31800N。 計算FA/Co值，并確定e值 查機械設計表10-5得 e=0.2 計算當量動載荷P 由機械設計表10-5查得X=0.56 Y=1.78， 則 計算軸承壽命由機械設計表10-7查得=1.2 由表10-6查
19、得=1 6309型軸承為深溝球軸承，壽命指數(shù)=3。則預期壽命足夠，所以選取得軸承合適。2. 低速軸選取滾動軸承（1） 根據(jù)條件，軸承預計壽命不少于15000小時（2） 選取的軸承：查課程設計表12-5，選取型號為6313深溝球軸承（每根軸上安裝一對）（3） 軸承計算 確定Cr查課程設計表12-5得知，軸承的基本額定動載荷Cr=93800N，基本額定靜載荷C0=60500N。 計算FA/Co值，并確定e值 查機械設計表10-5得 e=0.19 計算當量動載荷P 由機械設計表10-5查得X=0.56 Y=1.78， 則 計算軸承壽命由機械設計表10-7查得=1.2 由表10-6查得=1 6309型
20、軸承為深溝球軸承，壽命指數(shù)=3。則預期壽命足夠，所以選取得軸承合適。八、 鍵聯(lián)接得選擇和強度校核。1、 高速軸與V帶輪用鍵聯(lián)接 選用圓頭普通平鍵（C型）按軸徑d=35mm，及帶輪寬，由課程設計查表11-28選擇C1440（GB/T 1096-2003） 強度校核鍵得材料選為45號鋼，V帶輪材料為鑄鐵，查表得鍵聯(lián)接得許用應力鍵得工作長度，擠壓應力 （安全）2、 低速軸與齒輪用鍵聯(lián)接 選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=70mm,及齒輪寬，由課程設計查表11-28選鍵2070（GB/T 1096-2003） 強度校核鍵材料選用45號鋼，齒輪材料為鑄鋼，查表得許用應力鍵得工作長度；，擠壓應力：（安全）3
21、、 聯(lián)軸器鍵聯(lián)接 選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=55mm,及輪轂，由課程設計查表11-28選鍵16700（GB/T 1096-2003） 強度校核鍵材料選用45號鋼，齒輪材料為鑄鋼，查表得許用應力鍵得工作長度；，擠壓應力：（安全）九、 聯(lián)軸器得選擇和計算彈性套柱銷聯(lián)軸器具有一定補償兩軸線相對偏移和減振緩沖能力，適用于安裝底座剛性好，沖擊載荷不大的中、小功率軸系傳動，可用于經(jīng)常正反轉(zhuǎn)、起動頻繁的場合，工作溫度為-C。由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 K=1.2，=95501.24.72/320=141 Nm選用TL9 GB/12458199
22、0彈性套柱銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=1000（Nm），。采用Y型軸孔，A型鍵，軸孔直徑取d=55mm，軸孔長度L=112mm. TL4型彈性套柱銷聯(lián)軸器有關參數(shù)型 號公稱轉(zhuǎn)矩T（Nm）許用轉(zhuǎn)數(shù)n（r/min）軸孔直徑d（mm）軸孔長度L（mm）外徑D（mm）材料軸孔類型 鍵槽類型TL41000285055112250HT200Y型A型十、 減速器的潤滑 齒輪傳動的圓周速度因為：，所以采用浸油潤滑；查課程設計選用LAN32全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989）,大齒輪浸入油中的深度大約1-2個齒，單不應少于10mm。對軸承的潤滑， 因 為：，采用脂潤滑，由表14-2選用鈣基潤滑酯LXAAMHA2(
23、GB491-1987)只需要填充軸承空間的1/21/3.并在軸承內(nèi)側設擋油環(huán)F=3800NV=1.10m/sD=295mm總=0.840Pw=4.18KWP工作=4.97KWn滾筒=71.25r/min電動機型號Y132S-4i總=18.70i帶=3i齒輪=4.5 =49475.9Nmm=141005.7Nmm=608140.5Nmmdd2=300mmV=5.024m/sa0=500mmLd=1600mm=476mm=155.92Z=6根F0=169.64NFQ =NT1=141005.75Nmm K=1.55十一、 減速器鑄造箱體的主要結構尺寸計算結果列于下表：名稱代號尺寸（mm）箱座壁厚8
24、箱蓋壁厚8箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑查表5-120地腳螺栓數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距100150軸承端蓋螺釘直徑10檢查孔蓋螺釘直徑10定位銷直徑10、至外箱壁距離24、至凸緣邊緣距離20沉頭座直徑33軸承旁凸臺半徑20凸臺高度300外箱壁至軸承座端面距離70軸承座孔邊緣至軸承螺栓軸線的距離20箱蓋、箱座肋厚87軸承端蓋外徑20軸承旁聯(lián)接螺栓距離24參考文獻（1）唐增寶，常建娥主編機械設計課程設計（第三版）華中科技大學出版社 ，2006（2）王為 ，汪建曉主編機械設計設計華中科技大學出版社，2007（3）李琳，李杞儀主編機械原理中國輕工業(yè)出版社，2009（4）陳鐵鳴主編新編機械設計課程設計圖冊高等教育出版社，2003附 件（1） 輸入軸受力簡圖校核分析圖（2） 輸出軸受力簡圖校核分析圖（3） 減速器總裝圖一張(A1)（4） 軸的零件圖一張（A3）（5） 大齒輪零件圖一張（A3）44
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