一級圓柱齒輪減速器設計

一級圓柱齒輪減速器設計,一級,圓柱齒輪,減速器,設計 一． 設計題目 1．設計題目名稱 自動送料帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器。 2．運動簡圖 3．工作條件 輸送機連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限8年，小批量生產(chǎn)，輸送帶速度容許誤差±5%。 4，原始數(shù)據(jù) 1．輸送帶拉力 F=2000 N 2．輸送帶速度 V=1.8 m/s 3．滾筒直徑 D=320 mm 二．教學目的 1、綜合運用機械設計基礎課程及其它先修課程的理論和生產(chǎn) 實際知識進行機械設計訓練，使理論和產(chǎn)生實際知識密切地結合起來，從而使這些知識得到進一步鞏固、加深和擴展。 2學習和掌握通用零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題、解決問題的能力。 3訓練學生進行工廠設計的思維方法，對學生在計算、制圖、運用設計資料（包括手冊、標準和規(guī)范等）以及經(jīng)驗估計、考慮 《機械設計基礎》課程設計 任務書 班 級 數(shù)控 S05- 學 生 姓 名 學 生 學 號 總 課 時 數(shù) 2 周 指 導 教 師 程 莉 教研室主任 任 成 高 湖 南 工 業(yè) 職 業(yè) 技 術 學 院 發(fā)布日期 2006 年 11 月 25 日 作者： 吳銳 第 23 頁 2019-11-26 機械設計課程設計說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 六、軸的設計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…18 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22 九、設計小結…………………………………………………..23 十、參考資料目錄……………………………………………..23 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：使用年限8年，工作為單班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。 （2） 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2000N；帶速V=1.8m/s； 滾筒直徑D=320mm；滾筒長度L=500mm。 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： η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒 =0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.885 (2)電機所需的工作功率： P工作=FV/1000η總 =2000×1.8/1000×0.94 =3.83KW 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.8/π×320 =107.05r/min 按手冊P7表1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I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~20。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’a× n筒=（6~20）×107.05=642.3~2141r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。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，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min?。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M-4。 其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉速1440r/min。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1440/107.05=13.45 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=13.45/3=4.48 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=1440r/min nII=nI/i帶=1440/4.48=321.43(r/min) nIII=nII/i齒輪=321.43/3=107.14(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=Pmηc=5.5×0.95=5.23KW PII=PI×ηr×ηg=5.23×0.96=5.02KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=5.02×0.98×0.96 =4.87KW 3計算各軸扭矩（N·mm） 4 To = 9550×Pm/Nm = 9550×5.5/1440 =36.48Nmm TI=9550×PI/nI=9550×5.23/1440 =34.69N·m TII=9550×PII/nII =9550×5.02/321.43 =149.15N·m Tw=9550×PW/nW=9550×4.87/107.14 =434.09N·m 五、傳動零件的設計計算 1、 皮帶輪傳動的設計計算 （1） 選擇普通V選帶截型 由課本P83表5-9得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.9KW 由課本P82圖5-10得：選用A型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為75~100mm 則取dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm 由課本P74表5-4，取dd2=200mm 實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200 =480r/min 轉速誤差為：n2-n2’/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允許) 帶速V：V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 （3） 確定帶長和中心矩 根據(jù)課本P84式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200) 所以有：210mm≤a0≤600mm 由課本P84式（5-15）得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500 =1476mm 根據(jù)課本P71表（5-2）取Ld=1400mm 根據(jù)課本P84式（5-16）得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-200-100/462×57.30 =1800-12.40 =167.60>1200（適用） （5）確定帶的根數(shù) 根據(jù)課本P1=0.95KW △P1=0.11KW Kα=0.96 KL=0.96 得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.99 (6)計算軸上壓力 由課本表 查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N =158.01N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式（6-15） 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=6×20=120 實際傳動比I0=120/2=60 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=6 由表 取φd=0.9 (3)轉矩T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2 =50021.8N·mm (4)載荷系數(shù)k 取k=1 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由課本查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108 由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 =76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm =48.97mm 模數(shù)：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm 根據(jù)課本表 取標準模數(shù)：m=2.5mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取b=45mm b1=50mm (7)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力[σF] [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由設計手冊查得： σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa =77.2Mpa< [σF]1 σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa =11.6Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =1.2m/s 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據(jù)設計手冊例題，并查表10-2，取c=115 d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴選d=22mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可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 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c c=1.5mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm, 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=50mm ②求轉矩：已知T2=50021.8N·mm ③求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N ④求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N·m (7)校核危險截面C的強度 σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)設計手冊表 取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=300mm ②求轉矩：已知T3=271N·m ③求圓周力Ft： Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m (3)截面C在水平面彎矩為 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m (4)計算合成彎矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m (5)計算當量彎矩：根據(jù)課本P235得α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N·m (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命 16×365×8=48720小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=458.2r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N 初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 軸承內(nèi)部軸向 FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數(shù)x、y/ FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本表 得e=0.68 FA1/FR148720h ∴預期壽命足夠 2、計算輸出軸承 (1)已知nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據(jù)課本 得FS=0.063FR,則 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0 ∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端 兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根據(jù)課本表 得：e=0.68 ∵FA1/FR148720h ∴此軸承合格 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 軸徑d1=22mm,L1=50mm 查手冊得，選用C型平鍵，得： 鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N·m h=7mm 得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N·m 查手冊P51 選A型平鍵 鍵10×8 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手冊P51 選用A型平鍵 鍵16×10 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] F=2000N V=1.8m/s D=320mm L=500mm n滾筒=76.4r/min η總=0.8412 P工作=2.4KW 電動機型號 Y132M-4 i總=12.57 據(jù)手冊得 i齒輪=6 i帶=2.095 nI =1440r/min nII=321.43r/min nIII=107.14r/min PI=5.23KW PII=5.02KW PIII=4.87KW T0=36.48Nmm TI=34.69N·mm TII=149.15N·mm TIII=434.09N·mm dd2=209.5mm 取標準值 dd2=200mm n2’=480r/min V=5.03m/s 210mm≤a0≤600mm 取a0=500 Ld=1400mm a0=462mm Z=4根 F0=158.01N FQ =1256.7N i齒=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=50021.8N·mm αHlimZ1=570Mpa αHlimZ2=350Mpa NL1=1.28×109 NL2=2.14×108 ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 [σH]1=524.4Mpa [σH]2=343Mpa d1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 σF1=77.2Mpa σF2=11.6Mpa a =175mm V =1.2m/s d=22mm d1=22mm L1=50mm d2=28mm L2=93mm d3=35mm L3=48mm d4=41mm L4=20mm d5=30mm L=100mm Ft =1000.436N Fr=364.1N FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ =500.2N MC1=9.1N·m MC2=25N·m MC =26.6N·m T=48N·m Mec =99.6N·m σe =14.5MPa <[σ-1]b d=35mm Ft =1806.7N FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N MC1=16.1N·m MC2=44.26N·m MC =47.1N·m Mec =275.06N·m σe =1.36Mpa <[σ-1]b 軸承預計壽命48720h FS1=FS2=315.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N LH=1047500h ∴預期壽命足夠 FR =903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N Lh =2488378.6h 故軸承合格 A型平鍵8×7 σp=29.68Mpa A型平鍵 10×8 σp=101.87Mpa A型平鍵 16×10 σp =60.3Mpa 減速器附件的選擇 通氣器 由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5 油面指示器 選用游標尺M16 起吊裝置 潤滑與密封 一、 齒輪的潤滑 采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、 滾動軸承的潤滑 由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、 潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、 密封方法的選取 選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。 設計小結 由于時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以后的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。 特別感謝—程莉老師。 參考資料目錄 [1]《機械設計基礎》，機械工業(yè)出版社，任成高主編，2006年2月第一版； [2]《簡明機械零件設計實用手冊》，機械工業(yè)出版社，胡家秀主編，2006年1月第一版； [3]《機械設計-課程設計圖冊》，高等教育出版社，龔桂義主編，1989年5月第三版； [3]《設計手冊軟件》，網(wǎng)絡上下載； [4] 湖南工院學生論壇----機械制圖專欄---bbs.yeux.cn 湖南工院