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1、機械設(shè)計課程設(shè)計說 明 書 設(shè)計題目： 一級直齒圓柱齒輪減速器 班級學號： 學生姓名： 指導老師： 完成日期： 設(shè)計題目：一級直齒圓柱齒輪減速器一、傳動方案簡圖 二、已知條件：1、有關(guān)原始數(shù)據(jù)： 運輸帶的有效拉力：F=1.47 KN運輸帶速度：V=1.55m/S鼓輪直徑：D=310mm2、工作情況：使用期限8年，2班制（每年按300天計算），單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過5%，載荷平穩(wěn)；3、工作環(huán)境：灰塵；4、制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；5、動力來源：電力，三相交流，電壓380220V。三、設(shè)計任務(wù)：1、傳動方案的分析和擬定2、設(shè)計計算內(nèi)容1) 運動參數(shù)的計算，電動機的選擇； 3) 帶傳動的設(shè)
2、計計算；2) 齒輪傳動的設(shè)計計算； 4) 軸的設(shè)計與強度計算；5) 滾動軸承的選擇與校核； 6) 鍵的選擇與強度校核；7) 聯(lián)軸器的選擇。3、設(shè)計繪圖：1）減速器裝配圖一張；2）減速器零件圖二張；目 錄一、傳動方案的擬定及說明4二、電機的選擇41、電動機類型和結(jié)構(gòu)型式42、電動機容量43、電動機額定功率44、電動機的轉(zhuǎn)速45、計算傳動裝置的總傳動5三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)51各軸轉(zhuǎn)速52.各軸輸入功率為()53.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）5四、傳動件的設(shè)計計算61、設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)62、齒輪傳動設(shè)計8五、軸的設(shè)計計算111、高速軸的設(shè)計112、低速軸的設(shè)計12六、軸的疲勞強度校核141、
3、高速軸的校核142、低速軸的校核14七、軸承的選擇及計算161、高速軸軸承的選擇及計算162、低速軸的軸承選取及計算16八、鍵連接的選擇及校核171、高速軸的鍵連接172、低速軸鍵的選取17九、聯(lián)軸器的選擇18十、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇181、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表182、減速器附件的選擇22十一、潤滑與密封221、潤滑232、密封23十二、參考文獻24- 1 -設(shè)計計算及說明結(jié)果1. 傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速（包含帶傳動減速和一級圓柱齒輪傳動減速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)擬定傳動方案，可先由已知條件計
4、算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 =95.54 r/min 2. 電機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列（IP44）三向異步電動機。它為臥式全封閉結(jié)構(gòu)，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機內(nèi)部的特點。2、電動機容量1)、 工作機所需功率 =2.28 KW2)、 電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書【1】表3-1查得：齒輪傳動效率為，滾動軸承傳動效率為，聯(lián)軸器傳動效率為，帶傳動效率，工作機效率包含軸承。則=0.867 故=2.63 KW3、 電動機額定功率由【1】表17-7選取電動機額定功率4、電動機的轉(zhuǎn)速 為了
5、便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦減速裝置(包括V帶和一級減速器)傳動比范圍，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為573.25 1910.83 r/min可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機均符合。由【1】表17-7選定電動機的型號為Y132S-6。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩Y132S-63KW960r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=10.05 （符合624）2)、分配傳動比 取帶傳動的傳動比2.50 ，則齒輪的傳動比4.02 三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依
6、次編號為：軸、軸，滾筒軸為軸。各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min）高速軸的轉(zhuǎn)速 384.00 低速軸的轉(zhuǎn)速 384.00 /4.02 =95.54 滾筒軸的轉(zhuǎn)速 95.54 2.各軸輸入功率為()高速軸的輸入功率 2.52 低速軸的輸入功率 2.42 滾筒軸的輸入功率 2.37 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）1）、軸的轉(zhuǎn)矩為 62.72 2）、軸的轉(zhuǎn)矩為 242.06 3）、軸的轉(zhuǎn)矩為 237.24 將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦?表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 軸軸軸轉(zhuǎn)速n(rmin)384.00 95.54 95.54 功率PkW2.52 2.42 2.37 轉(zhuǎn)矩T(Nm)62.72 242.06 237.24 四、傳動件的設(shè)
7、計計算1、設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)已知帶傳動的工作條件：兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=2.63 kw小帶輪轉(zhuǎn)速960.00 r/min 大帶輪轉(zhuǎn)速384.00 r/min，傳動比2.50 。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)選擇了V帶傳動，所以帶的設(shè)計按V帶傳動設(shè)計方法進行）1）、計算功率 =1.12.63 =2.89 kw2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10機械設(shè)計p157選擇A型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑，由（機械設(shè)計
8、p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速v 6.28 m/s因為5m/s6.28 m/s90 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=960r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=1.37kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=960r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2 查表8-4b得=0.11kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99=(+)=(1.37+0.11) 0.960.99=1.41KWZ= =2.89 /1.41=2.05 故取3根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最
9、小值500*+qVV=178.9N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=268N對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=232.5N（8）計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=1064.8N（9）.帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C結(jié)構(gòu)圖 （略）2、齒輪傳動設(shè)計1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB1009588）。(3)、材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度280320HBS,大齒輪材料為45（調(diào)質(zhì)），硬度為25029
10、0HBS。二者硬度差為40HBS左右。(4)、選小齒輪齒數(shù)，齒輪傳動比為i2=4.02 ，則大齒輪齒數(shù)244.02 =96.46 ，取96 。2）、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行計算，即進行計算。3）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)、試選載荷系數(shù)(2)、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。62.72 nm(3)、由表【2】10-7選取齒寬系數(shù)。(4)、由表10-6差得材料的彈性影響系數(shù),(5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。4）、計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。(1)、由【2】圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)。(2)、計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系
11、數(shù)S=1,則5）、計算(1)、試算小齒輪分度圓直徑代人中較小的值。=51.12 mm(2)、計算圓周速度1.03 m/s6）、計算齒寬。151.12 =51.12 mm7）、計算齒寬與齒高之比。模數(shù) 51.12 /24=2.13 mm齒高 2.252.13 =4.79 mm 齒高比 51.12 /4.79 =10.67 8）、計算載荷系數(shù)。根據(jù)1.03 m/s，9級精度，由【2】圖10-8查得動載系數(shù);直齒輪，。由【2】表10-2查得使用系數(shù)。由【2】表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承對稱布置時，。由，查【2】圖10-13得，故載荷系數(shù)9）、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑5
12、5.99 mm10）、計算模數(shù)m。55.99 /24=2.33 11）、按齒根彎曲疲勞校核公式對小齒輪進行設(shè)計。12） 、確定公式內(nèi)的各計算值：(1)、由【2】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞極限。(2)、由【2】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，。13)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)S=1.4，則14）、計算載荷系數(shù)K。15）、查取齒形系數(shù)。由【2】表10-5查得 。16）、查取應(yīng)力校正系數(shù)。由【2】表10-5查得 。17）、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。18）、設(shè)計計算1.77 mm對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒
13、根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)1.77 mm，并就近圓整為標準值為m=2.0 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑55.99 mm，算出小齒輪齒數(shù) 55.99 /2=28.00 ，取28 4.02 28 =112.54 ，取112 19)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑d1=28 2.0 =56.0 mmd2=112 2.0 =224.0 mm(2)、計算中心距56.0 +224.0 /2=140.0 mm20） 、計算齒輪寬度 156
14、.0 =56.0 mm取b2=56 mm,b1=61 mm。 5、 軸的設(shè)計計算 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查【2】表15-1得許用應(yīng)力為。為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1、高速軸的設(shè)計 (1)、初步確定軸的最小直徑。按公式 初步計算軸的最小直徑。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)【2】表15-3，取。則又因為高速軸有1個鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大5%-10%?，F(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑，取為25mm。(2)、軸上各段直徑的初步確定。A段:d1=25由最小直徑算出。B段：d2=32，根據(jù)氈圈油封標準
15、。C段：d3=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合，取軸承內(nèi)徑35mm。D段：d4=40，設(shè)計非定位軸肩高度h=2.5mm，高速軸內(nèi)徑40。E段：d5=56，高速軸齒輪分度圓直徑56。F段：d6=40，設(shè)計定位軸肩高度h=2.5mm。G段：d7=35，與軸承（深溝球軸承6207）配合。 (3)、軸上各段所對應(yīng)的長度。A段長度為；根據(jù)帶輪輪轂寬度B段長度為；根據(jù)氈圈油封標準。C段長度為；由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定，D段長度為；定位軸肩E段長度為；齒輪齒寬F段長度為；定位軸肩G段長度為。由軸承（深溝球軸承6207）寬度及檔油環(huán)寬度決定(4)、各軸段的倒角設(shè)計按【2】表15-
16、2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設(shè)計。2、低速軸的設(shè)計1)、初步確定軸的最小直徑。按公式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取。則32.31 mm又因為低速軸有兩個鍵槽，應(yīng)增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。故軸應(yīng)相應(yīng)地增大6%-10%?，F(xiàn)將軸增大6%。則增大后的最小軸徑為32.31 1.06=34.25 mm，圓整為38mm。低速軸的輪廓圖如上所示。2)、軸上各段直徑的初步確定。A段：d1=38mm，與彈性柱銷聯(lián)軸器配合B段：d2=43mm，設(shè)定軸肩高h=2.5mm。C段：d3=45,與軸承配合。D段：d4=50mm，設(shè)定非軸肩高度為2.5mm。E段
17、：d5=55mm，設(shè)定軸肩高為2.5mm。F段：d6=45mm,與軸承配合。3)、軸上各段所對應(yīng)的長度。A段長度為；根據(jù)彈性柱銷聯(lián)軸器寬度B段長度為；根據(jù)軸肩與箱體之間的距離C段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度D段長度為；齒輪齒寬減速2mmE段長度為；定位軸肩F段長度為；根據(jù)軸承的寬度與檔油環(huán)寬度4)、各軸段的倒角設(shè)計按【2】表15-2（零件倒角C與圓角半徑R的推薦值）進行設(shè)計。六、軸的疲勞強度校核1、高速軸的校核Ft，F(xiàn)r的方向如下圖所示（1）軸支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1119.91 N 垂直面的支
18、反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124=458N（2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成彎矩： （3）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=62.72 Nm （4）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （5）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=307.56Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/
19、W= MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=54.9121000/(0.1453)=6.026 Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：2、低速軸的校核（1）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1080.62 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 430N（2）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩
20、： 水平面的彎矩：MC=RA62= 119.72 Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA62=59.86 Nm 合成彎矩： （3）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ftd2/2=242.06 Nm （4）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （5）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=330.7Nm ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=330.71000/(0.1653)=12.04 Nm-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但
21、其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=302.41000/(0.1503)=24.19Nm-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：七、軸承的選擇及計算1、高速軸軸承的選擇及計算1）、高速軸的軸承選取深溝球軸承6207型Cr=31.5kN2）、計算軸承的徑向載荷 A處軸承徑向力 C處軸承徑向力 所以在C處軸承易受破壞。3）、軸承的校驗(1)、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數(shù)。(2)、軸承的使用壽命為8年，2班制，即預計使用計算壽命軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 ,其中，則(3)、驗算6207軸承的壽命綜上
22、所得6207軸承符合設(shè)計要求。2、低速軸的軸承選取及計算1）、低速軸的軸承選取深溝球軸承6209型，Cr=31.5kN。2）、計算軸承的徑向載荷3）、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表【2】13-6得載荷系數(shù)。軸承的使用壽命為8年，即預計使用計算壽命軸承應(yīng)有的基本額定動載荷值 ,其中，則4）、驗算6209軸承的壽命綜上所得6209軸承符合設(shè)計要求。八、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接1）、高速軸鍵的選取查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=8742。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=1001
23、20MPa。2）、強度校核故滿足設(shè)計要求。2、低速軸鍵的選取1）、連接大齒輪的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=14941，軸的直徑為50mm。連接聯(lián)軸器的鍵：查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（GB/T1096-2003）選取A型鍵，bhL=12863，軸的直徑為36mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100120MPa。2）、強度校核故也符合設(shè)計要求九、聯(lián)軸器的選擇在減速器輸出軸與卷筒之間聯(lián)接用的聯(lián)軸器。查表得選用Lx2型號的軸孔直徑為38的彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩Tn=560Nm K=1
24、.3242.06 nmTc=1.3xT2=314.68 Nm選用Lx2型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=560，。采用J型軸孔，A型鍵軸孔直徑d=3040，選d=38，軸孔長度L=82十、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關(guān)系機座壁厚0.025a+1mmmm,取8mm機蓋壁厚1,取8mm機座凸緣厚度b1.5=12mm機蓋凸緣厚度b11.51=12mm機座底凸緣厚度p2.5=20mm取20mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=17.47mm取20mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=6軸承旁連接螺栓直徑d1 12mm機蓋與機座連接螺栓直徑
25、d210mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm窺視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d6mmdf、d1、d2至外機壁距離c126mm,18mm,16mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離c224mm,16mm、14mm凸臺高度h45mm大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離18mm小齒輪端面與內(nèi)機壁距離210mm機座肋厚mm=0.85=8.5mm啟蓋螺釘d510mm軸承端蓋凸緣厚度e10mm2、減速器附件的選擇包括：軸承蓋，窺視孔，視孔蓋，油標，通氣孔，吊耳，吊鉤，放油孔，螺塞，封油墊，氈圈，甩油環(huán)等。十一、潤滑與密封1、潤滑1）、減速器內(nèi)傳動零件采用浸油潤滑(L-AN46GB443-1989)，減速器的滾動軸承采用油潤滑。2）、其他零件采用油脂潤滑。2、密封1）、箱體的剖封面可用密封膠或水玻璃密封。2）、視孔蓋、放油孔處的螺塞用石棉橡膠紙進行密封。3）、伸出軸端處采用氈圈密封。4）、軸承端蓋采用調(diào)整十二、參 考 文 獻1李育錫.機械設(shè)計課程設(shè)計M.北京：高等教育出版社，2008.2濮良貴.機械設(shè)計（第九版）M.北京：高等教育出版社，2012. 3成大仙.機械設(shè)計手冊（第5版）M.北京：化學工業(yè)出版社，2007.- 22 -
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