一級圓柱齒輪減速器設計說明書F2500V1.1D400

《一級圓柱齒輪減速器設計說明書F2500V1.1D400》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《一級圓柱齒輪減速器設計說明書F2500V1.1D400（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、. 帶式輸送機傳動裝置設計 計算說明書 姓 名： 陳開民 院 別： 機械學院 專 業(yè)： 機械設計及其自動化 學 號： 201501132084 指導教師： 高立營 2015年6月 精品 . 目 錄 一 .題目及設計總體分析............................3 二 .

2、選擇電動機....................................4 三 .傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比............5 四 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)..................6 五 .V型帶及帶輪的設計和計算.......................7 六 .齒輪傳動設計計算..............................9 七 .軸的設計計算 1.高速軸...................................15 2.低速軸（含連軸器的選擇和驗算）...........19 八 .滾動軸承的選擇和

3、驗算.........................23 九 .鍵的強度校核.................................24 十 .減速器的潤滑.................................25 十一 .減速器箱體結構尺...........................26 十二 .總結.......................................28 十三 .參考資料...................................28 十四 .附件................................

4、.......29 精品 . 一、題目及設計總體分析 （1） 設計數(shù)據(jù)：滾筒直徑為400mm，輸送帶速1.1m/s, 運輸帶工作壓力為2500N。 （2） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35攝氏度；使用折舊期8年；動力來源：電力。 （3）如下圖為帶式輸送機傳動簡圖。 1、電動機 2、V帶輪 3、箱體 4、低速齒輪 5、高速齒輪 6、聯(lián)軸器 7、滾筒 Ⅰ、電動機軸 Ⅱ、輸入軸 Ⅲ、輸出軸 精品 . 二. 選擇電動機 1． 選擇電動機 按工作要求和條件，選用Y

5、系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。 2． 電動機的容量 電動機所需的工作效率為： 工作機所需要功率為： 2.75KW 傳動裝置的總效率為： 按設計手冊表1-5確定各部分效率： V帶傳動效率， 滾動軸承傳動效率， 閉式齒輪傳動效率， 聯(lián)軸器效率， 傳動滾筒效率， 則 所需電動機功率為： 電動機的額定功率要略大于P， 由Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù) 選擇電動機額定為4KW。 3． 電動機轉速 滾筒軸工作轉速： 52.55r/min 結果 選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機

6、。 =4kw 精品 . V帶傳動的傳動比常用范圍， 單級圓柱齒輪減速器傳動比范圍， 則傳動裝置總傳動比的合理范圍為， 故電動機轉速的可選范圍為： 212.2～840.76 選用同步轉速750r/min， 滿載轉速720r/min的Y160M1-8型電動機。 其主要技術參數(shù)如下： 電動機 型 號 額定功率P（KW） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） Y160M1-8 4 750

7、 720 2 2 電動機的相關尺寸： 中心高H 外形尺寸 底角安 裝尺寸 AB 地腳螺 栓孔直 徑 K 軸 伸 尺 寸 DE 鍵公稱 尺 寸 Fh 160 600417.5385 254210 15 42110 12160 三.傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 1.總傳動比為： 13.70 2.分配傳動裝置各級傳動比 根據(jù) 取V帶傳動的傳動比 則減速器的傳動比i為 3.91 結果 選用 Y160M1-8 型電動機。

8、 i=3.91 結果 精品 . 四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1. 0軸（電機軸）： 功率 轉速 轉矩 2. 1軸（高速軸）： 功率； 轉速； 轉矩 ； 3. 2軸(低速軸)： 功率 轉速 轉矩 4． 3軸（滾筒軸）： 功率 轉速 轉矩 將上述計算得到的運動和動力參數(shù)列于下表 軸 名 參數(shù) 0軸 1軸 2軸 3軸 轉速n(r/min) 720 205.71 52.

9、61 52.61 功率P（kw） 3.20 3.07 2.95 2.89 轉矩T(N.m) 42.44 142.52 535.50 524.61 傳動比I 3.5 3.91 1 效率 0.96 0.96 0.98 結果 精品 . 五．V型帶及帶輪的設計和計算 1.工作情況系數(shù) 由以上計算可知P=4kw，選工作情況系數(shù)， 2.確定計算功率

10、 由 則 3.選定V帶帶型 由、查課本圖8－11，選用B型普通V帶。 4.確定帶輪基準直徑、 取主動輪基準直徑 從動輪基準直徑， 根據(jù)表8-9，取 。 則實際的傳動比為 帶的速度， 合適。 5.確定V帶的基準長度和傳動中心距 根據(jù) 有， 初選 計算帶所需的基準長度 ： 選取帶的基準長度 則 6.驗算小帶輪輪上的包角 ，合適。 7.包角修正系數(shù) 8.帶長修正系數(shù) 9.計算V帶的根數(shù) z 實際

11、 結果 精品 . 由， 查表8－4和表8－5 得 ， ， 單根傳遞功率 所以： 取z =3 10.計算V帶單根對軸的拉力 查課本表8-3 11.計算作用在軸上的壓軸力 12.確定帶輪的結構尺寸 由，采用腹板式結構， ，采用輪輻式。 由V帶設計可知 z=3根， 則由課本表8-11可得 e=19mm,f=12mm,=3.5mm 則帶輪的寬度為 小帶輪的外徑 大帶輪的外徑

12、 六.齒輪傳動設計計算 結果 精品 . 1） 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。 2） 運輸機為一般工作機器，速度不高， 故選用7級精度。 3） 材料選擇。小齒輪選用40，調(diào)質處理， 齒面硬度280HBS（7級）， 大齒輪選用45鋼，調(diào)質處理， 齒面硬度240HBS（7級）。 4） 選小齒輪齒數(shù)， 則大齒輪齒數(shù)， 取 5）

13、按齒面接觸強度設計 根據(jù)設計計算公式 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉矩 由上面的計算得 c) 由表10-7（課本 ） 選取齒寬系數(shù) d) 由表10-5(課本 ) 查得 材料的彈性影響系數(shù) e) 由圖10-25d（課本 ） 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限 ， 大齒輪的接觸疲勞強度極限 f) 由式10-15（課本 ） 結果

14、 精品 . 計算應力循環(huán)次數(shù) g) 由圖10-23(課本 ) 查得接觸疲勞壽命系數(shù) ， 。 h) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。 由式(10-14)(課本 )， 得 （2） 計算 由式10-11 （課本 ） a) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 b) 計算圓周速度v c) 計算齒寬b d) 計算齒寬與齒高之比b/h 模數(shù) 齒高 e) 計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=0.77m/s，7級精度， 由圖10-8（課本） 查得動載荷系數(shù) ；

15、 結果 精品 . 直齒輪，假設. 由表10-3(課本) 查得 ； 由表10-2(課本) 查得使用系數(shù) ； 由表10-4(課本) 查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時， 由b/h=10.68,, 查圖10-13(課本) 得 ； 故載荷系數(shù) f) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑, 由式10-12 (課本)得 g) 計算模數(shù)m 6） 按齒根彎曲強度設計 由式（10-7）（課本 ） 得彎曲強度設計

16、公式為 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 a) 由圖10-24c（課本 ） 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 b) 由圖10-22（課本） 查得彎曲疲勞壽命 K=1.7892 結果 精品 . ， c) 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（10-14）（課本） 得 ， d) 計算載荷系數(shù) K e) 查取齒形系數(shù) 由圖10-1

17、7（課本 ）查得 ， f) 查取應力校正系數(shù) 由圖10-18（課本）可查得 ， g) 計算大、小齒輪的并加以比較 ， 大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算 （模數(shù)越大，齒輪越安全） 對比計算結果， 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) 大于由齒根彎曲強度設計的模數(shù)， 由于齒輪模數(shù)的大小 主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力， 而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力， 結果

18、 精品 . 僅與齒輪直徑（即m*z）有關， 可取彎曲強度算得的模數(shù)1.447， 并就近圓整為標準值m=2.5mm， 按接觸疲勞強度算得的分度圓， 算出小齒輪齒數(shù) ， 大齒輪齒數(shù)， 取。 這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度， 又滿足了齒根彎曲強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 則實際的傳動比為。 自此，實際的總傳動比為， 實際的滾筒轉速為， 誤差絕對值為， 合符要求。 7） 幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑 ， （2） 計算中心距 （3） 計算齒輪寬度 取， 8）驗算 ， 合適

19、9）重合度計算 實際 i=3.90625 結果 精品 . 則 合適 10）.高速齒輪傳動的相關數(shù)值 模數(shù) m 2.5 分度圓直徑 齒頂高 齒根高 全齒高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心距 齒寬 齒頂圓壓力角 重合度 基圓直徑 齒厚 齒槽寬 齒距

20、 頂隙 結果 精品 . 七、軸的設計計算 1. 高速軸的設計 1）已知： ，， ， 2）作用在齒輪上的力 由齒輪計算過程得 3)初步確定軸的最小直徑， 先按式（15-2）（課本）初步估算軸的最小直徑。 軸為齒輪軸，45鋼，調(diào)質處理。 由表15－3(課本)取, 則 軸的最小直徑顯然是與帶輪的配合處的直

21、徑， 為了使所選的軸直徑與帶輪的孔相適應， 故取。 4)軸的結構設計。 （1）擬定軸的基本結構 結果 精品 . 結果 精品 . （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

22、 a）為了滿足帶輪的軸向定位要求， Ⅰ-Ⅱ軸段右端需制出一 軸肩， 故?、?Ⅲ段直徑； 左端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑。 帶輪與軸配合的轂孔長度， 為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上 而不壓在軸的端面上， 故Ⅰ-Ⅱ段的長度應比略短一些， 現(xiàn)取。 b)初步選擇滾動軸承。

23、 因軸承僅受徑向力的作用， 故選用深溝球軸承（GB276-1994）6308， 其尺寸為， 故取， 而。 右端軸承采用軸肩進行軸向定位， 由手冊上查得6308型軸承的定位軸肩高h=6mm, 因此取。 c)取小齒輪處的直徑。 齒輪左端與軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬度為85mm， 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短與輪轂寬度， 故取。 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，

24、 取h=6mm， 則軸環(huán)處的直徑=58mm。 軸環(huán)寬度， 取，則。 d)取軸承端蓋的總厚度為20mm， 端蓋的外端面與大V帶輪右端面的距離為30mm， 故mm。 e)取軸承距箱體內(nèi)壁距離s=8mm, 選用深溝 球軸承 （GB276-1994） 6308 mm 結果 =52mm =14mm 精品 .

25、齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm， 已知軸承寬度B=23mm， 則 至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。 5)求軸上的載荷 在計算簡圖中，作為簡支梁的軸的支撐跨距 (其中B=23mm) 。 由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 截面C是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的截面C的、及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6)按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式（15－5）及上表中的數(shù)值， 取， 軸的計算應力 前已選定軸的

26、材料為45鋼，調(diào)質處理， 由課本表15－1查得 結果 精品 . ，因此，故安全 2.低速軸的設計 1）已知：，， ， 2）求作用在齒輪上的力 , 3）初步確定軸的最小直徑 軸為齒輪軸，45鋼，調(diào)質處理， 由課本表15－3取, 則 軸的最小直徑顯然是與半聯(lián)軸器的配合處， 選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 ， 查課本表14－1查得， 則, 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩，

27、 查標準GB5014－2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器， 其公稱轉矩為1250000。 半聯(lián)軸器的孔徑， 故取。 半聯(lián)軸器長度L=112mm， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 4）軸的結構設計。 1.擬定軸的基本結構 選用LX3型 彈性柱銷 聯(lián)軸器 結果 精品 . 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度

28、 結果 選用深溝 球軸承 （GB276-1994） 精品 . a) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求， Ⅶ-Ⅷ段左端需制出一軸肩， 故?、?Ⅶ段直徑； 右端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑mm。 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm， 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上 而不壓在軸的端面上， 故Ⅶ-Ⅷ段長度應比略短一些， 取mm。 b) 初步選擇滾動軸承。 因軸僅承受徑向力的作用， 故選用深溝球軸承（GB276-1994）6308

29、， 其尺寸為， 故取。而。 右端軸承采用軸肩進行軸向定位。 取定位軸肩高度h =6mm， 因此，取mm。 c) 取安裝齒輪軸段Ⅱ-Ⅲ的直徑mm； 齒輪左端與軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬度為80mm， 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短與輪轂寬度，故取， 齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm， 則 ,軸環(huán)寬度， 取。 d) 取軸承端蓋的總厚度為20mm。 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間

30、的距離l=30mm， 故取。 e) 取軸承距箱體內(nèi)壁距離s=8mm, 齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16mm， 已知軸承寬度B=23mm， 則 至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。 6308 mm mm =12 結果 精品 . 5）求軸上的載荷 在計算簡圖中，作為簡支梁的軸的支撐跨距 (其中B=23mm) 由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。 從軸的結

31、構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出 截面B是軸的危險截面。 現(xiàn)將計算出的截面B出的、及M的值列于下表 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 6）按彎扭合成應力校核軸的強度 根據(jù)式（15－5）及上表中的數(shù)值，取， 軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理， 由課本表15－1查得 ，因此，故安全 八．滾動軸承的選擇和驗算 結果

32、 精品 . 1.高速軸上的軸承 1）選擇深溝球軸承（GB276-1994），軸承代號為6308， 其尺寸為， 基本額定載荷。 2）壽命驗算 按課本表13-6，取。則軸承的當量動載荷 因為，所以按軸承B1的受力驗算 又因為減速器的壽命,， 合適。 2.低速軸上的軸承 1）選擇深溝球軸承（GB276-1994），軸承代號為6308， 其尺寸為， 基本額定載荷Cr=40.8kN。 2）壽命驗算 按課本表13-6，取。 則軸承的當量動載荷 因為，所以按軸承C2的受力驗算 > ， 合適。

33、 九．鍵的強度校核 結果 大帶輪處 選用單圓頭 普通平鍵 （C型） 小齒輪處 選用圓頭 普通平鍵 （A型） 精品 . 1.高速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 大帶輪處選用單圓頭普通平鍵（C型）， ，L=50mm。 小齒輪處選用圓頭普通平鍵（A型）， ，L=80mm。 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼， 由課本表6-3查得許用擠壓應力為。 鍵的工作長度， ,

34、 。 鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度， ， 。 由課本式（6-1）得 ， 合適。 ， 合適。 2.低速軸齒輪、聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 大齒輪處用圓頭普通平鍵（A型）， ，L=70mm。 半聯(lián)軸器處用單圓頭普通平鍵（C型）， ，L=70mm。 2）校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸材料都是鋼， 由表6-3查得許用擠壓應力。 鍵的工作長度， 大齒輪處 用圓頭 普通平鍵 （A型） 半聯(lián)軸器處 用單圓頭 普通平鍵 （C型） 結果

35、 精品 . ， 。 鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度， ， 。 由課本式（6-1） 得 ， 合適。 ， 合適。 十．減速器的潤滑 1. 潤滑方式的選擇 齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。 因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失， 所以軸承用潤滑脂潤滑。 2. 密封方式的選擇 計算可得，各軸與軸承接觸處的線速度， 所以采用氈圈密封 3. 潤滑油的選擇 因為該減速器屬于一般減速器， 查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油N

36、200號潤滑， 軸承則選用ZGN－2潤滑脂潤滑。 十一.減速器箱體結構尺寸 1 箱座壁厚 因為，所以， 2 箱蓋壁厚 氈圈密封 負載工業(yè) 齒輪油 N200號， ZGN－2 潤滑脂潤滑。 結果 精品 . 3 箱座凸緣厚度 4 箱蓋凸緣厚度 5 箱座底凸緣厚度 6 地底螺釘直徑 ， 取M20 7 地底螺釘數(shù)目 因為， 但計算結果，故取 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ， 取M16 9

37、 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 ， 取M10 10 聯(lián)接螺栓的間距 11 軸承端蓋螺釘直徑 取M10 12 窺視孔蓋螺釘直徑 , 取M8 13 定位銷直徑 14 凸緣上螺栓凸臺的中心至外箱壁的距離 15 軸承旁凸臺半徑 16 凸臺高度 17 箱體外壁至軸承座端面距離 18 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 19 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 20 箱蓋，箱座筋厚 ， 21 大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離 結果 精品

38、 . 22 箱底至箱底內(nèi)壁的距離 23 減速器中心高 24 箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離 25 軸承端蓋凸緣厚度 26 軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離 27 旋轉零件間的軸向距離 28 齒輪頂圓至軸表面的距離 十二.總結 課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；

39、最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！ 結果 精品 . 課程設計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。其實還有很多很多感慨,介于時間問題,就只說到這里了。 十三 .參考資料 1.《機械設計》－高等教育出版社－濮良貴、陳國定、吳立言主編 （文中簡稱課本）

40、 2.《機械設計課程設計手冊》—高等教育出版社－吳宗澤主編 精品 . 十四 .附件 1.LX3型彈性套住聯(lián)軸器有關參數(shù) 型號 公稱 轉矩T/(Nm) 許用 轉速 n/（r 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 LX3 1250 4700 35 82 160 HT200 Y型 C型 2.滾動軸承6308，其圖如圖1 圖1 精品 . 滾動軸承6308部分數(shù)據(jù)如表1 表1 滾動軸承

41、6308的數(shù)據(jù) 軸承代號 基本尺寸 安裝尺寸 6308 d D B 40 90 23 1.5 49 81 1.5 基本額定動載核 基本額定靜載荷 極限轉速 Cr/KN /KN 脂潤滑 40.8 24.0 7000 3.檢查孔蓋板尺寸參數(shù) 4.通氣器尺寸參數(shù) 精品 . 5. 六角螺塞尺寸參數(shù) 如有侵權請聯(lián)系告知刪除，感謝你們的配合！ 精品