單級圓柱齒輪減速器 設計書

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1、單級圓柱齒輪減速器設計書課程設計題目：設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，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帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標

2、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，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、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 =Fv=6400w =6.4 kw 傳動裝置總效率：總=帶輪齒輪軸承軸承聯(lián)軸器=0.950.970.990.990.99=0.89 電機輸出功率 P =Pw/總= 7.11 kw 所以取電機功率P =7.5kw 技術數(shù)據(jù)： 額定功率 7.5 kw 滿載轉速 970 R/min 額定轉矩 2

3、.0 nm 最大轉矩 2.0 nm選用Y160 M-6型 外形查表19-2（課程設計書P174）A:254 B:210 C:108 D:42 E:110 F:12 G:37 H:160 K:15 AB:330 AC:32 AD:255 HD:385 BB:270 L:600二、 V 帶設計總傳動比 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=KaP = 1.17.5=9KW所以 選用B型V帶 設小輪直徑d1=125 d1/2H 大帶輪直徑 d2=i1d1=3.2125=439.6 所以取d2=400 所以 i1=d2/d1

4、=3.2 所以大帶輪轉速n2=n1/i1=303(R/min) 確定中心距a和帶長L0 0.7（d1+d2）a2（d1+d2） 367.5a1050 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 =a0.015ld=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 查得包角系數(shù)K0.96 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）取Z=5根計算單根V帶初拉力F0

5、，由式（12-22）機設。 由式12-22（機設）q=0.19計算對軸的壓力FQ，由式（12-23機設）得小帶輪基準直徑d1=125 mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑 d2= 400 mm，采用孔板式結構。三、 各齒輪的設計計算 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=313=93 設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

6、轉速（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帶輪=7.125KW P2=P1軸承齒輪=6.84KW傳遞扭矩（Nmm） T1 = 9.55P1/n1= 9.557.125/303= 2.2載荷系數(shù)k 由表（10-4機設） 因載荷平穩(wěn)取k=1.1齒寬系數(shù)a 輕型減速器 a=0.3許用接觸應力H 由圖10-26（c）Hlim1=600MPa Hlim2=560MPa取較小值代入安全系數(shù)由表（10-5課設）查的SH=1H1= Hlim1/SH=600 MPa H1 = Hlim1/SH

7、=560 MPa按齒面解除疲勞強度計算式（10-25機設） 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） 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參數(shù)由上可知 K=1.1 T1=225N.mb=aa=0.3180=54圓整后取 b1=55 b2=60許用彎曲應力 F由圖10-24（c）得Flim1 =210MPa Flim2=180MPa安全系數(shù)由表10-5 取 SF=1.3F1= Flim1 /SF=161.5MPa F2= Flim2 /SF

8、=138.5MPa 由圖10-23得 YF1=2.65 YF2=2.2F1=2KT1YF1/bm2z=83.6F1 F2=F1/F1=69.4F2計算齒輪的圓周速度V V=n1d1/601000=1.9m/s V 6m/s 所以8級精度合適四、 軸的設計1選擇軸的材料及熱處理 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）強度極限 b=650MPa 屈服極限 s=360MPa 彎曲疲勞極限-1= 300 MPa 由表 16-2（機設） 可知118 c 107 取c=118從動軸的設計1 按扭矩初估軸的直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，

9、輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，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=50mm2 軸的結構設計 軸結構設計時，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）、聯(lián)軸器的選擇已知從動軸的轉矩T=650N.m 由表19-1（機設）查得運輸機的工作情況系數(shù)KA=1.5 故 TC=KAT=975 Nm 由表18-3（課設）選用彈性柱銷聯(lián)軸器，HL4 公稱扭矩為1250N.m 材料為鐵 許用轉速為2800r/min 允許軸孔直徑D取4056 滿足要求2）軸承選擇初選用6212深溝球軸承技術數(shù)據(jù) 基本尺寸: d=60 D=110 B=22 安裝尺寸: da

10、=69 Da=1013) 各軸段直徑的確定 （1） 用于安裝聯(lián)軸器 d1=50（2） 用于聯(lián)軸器的軸間定位 d2=55（3） 軸承的安裝 d3=60（4） 安裝齒輪 d4=65（5） 齒輪的軸肩定位 d5=80（6） 用于軸承的軸肩定位 d6=65（7） 安裝軸承 d7=604) 各軸段長度的確定 （1）查表18-3(課設)得 L1=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=665） 按彎曲復合強度計算 齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T

11、=9.55P/n=6. 5Nmm=650Nm 齒輪作用力：圓周力：Ft=2T/d=4.68KN 徑向力：Fr=Fttan20=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=FAy截面C在水平面最大彎矩為 Mc2=FAz(3)繪制復合彎矩圖d最大彎矩為Mc=Nm（4）繪制當量彎矩圖eMec=Nm（5）繪制扭矩圖f T=650N.m (6)校核危險截面C的強度

12、e=269/0.1d=9.6MPa-1b所以該軸強度足夠。主動軸的設計1 按扭矩初估軸的直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：dmm考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=41mm2 軸的結構設計 軸結構設計時，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深溝球軸承技術數(shù)據(jù) 基本尺寸 ： d=45 D=85 B=19 安裝尺寸 ： da=52 Da=782) 各軸段直徑的確定 （1） 軸承的安裝 d1=45（2） 安裝齒輪 d2=50（3） 齒輪的軸肩定位 d3=55（4） 用于軸承的軸肩定位

13、 d4=60（5） 安裝軸承 d5=45（6） 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 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=1204） 按彎曲復合強度計算 齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉矩：T=9.55106P/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因為兩軸承對

14、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)繪制復合彎矩圖d最大彎矩為最大彎矩為 (4)繪制當量彎矩圖e（5）繪制扭矩圖f T=220N.m (6)校核危險截面C的強度e=269/0.1d=21.5MPae FA2/FR2=0.63e 所以 X1=0.56X2=0.56 ()計算當量動載荷P1、P2 P1=0.562.5+11.6=3KN P2=0.562.5+11.6=3KN(3)計算軸承壽

15、命LHP1=P2=3KN =3由表18-8（機設） 查得 ft=1由表18-9（機設） 查得 fF=1.2由式18-3（機設） Lh=106/60n(ftC/ fFF) =81255h 預期壽命足夠，此軸承合格2鍵的校核： 鍵1 1811 L=50 鍵2 1610 L=50 鍵3 148 L=80 查表14-2（機設）得 p=120MPa 由p=4T/dhLc 得 p1=46.5/6011(50-18)=103p p2=42.25/5310(50-16)=49.9p p3=42.25/418(50-12)=72.22m/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 =0.25a

16、+1=5.5 取=7.5箱蓋壁厚 1=0.08=14.4底座上部凸緣厚度 h0=1.5=11.25箱蓋凸緣厚度 h1=1.51=21.6_底座下部凸緣厚度 h2=2.25=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 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 1=1.2=9齒輪斷面與內(nèi)

17、箱壁的距離 2=20底座深度 H=0.5a+30=170齒輪結構尺寸 （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 93 279齒頂高 ha=ham 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分度圓齒距 P=m 9.4 9.4分度圓齒寬 e=1/2m 4.7 4.7分度圓齒厚 e=1/2m 4.7 4.7基圓直徑 dn=d1cos 87 262 七、 設計小結由于第一次設計，沒有經(jīng)驗，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，以及軸結構設計不及湊等缺陷，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。參考資料：（1）朱文堅 黃平 主編機械設計基礎?？茖W出版社。 2009。（2）朱文堅 黃平 主編機械設計基礎課程設計?？茖W出版社。2209（3）郁建平 主編電機拖動與控制?？茖W出版社。 2009。（4）曾令宜 主編 AutoCAD 2004工程繪圖技能訓練教程。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