1_4119344_一級圓柱齒輪減速器課程設計

1、 目錄設計任務書2傳動方案的分析3電動機的選擇3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6帶傳動計算8齒輪傳動計算：10軸的計算（低速軸）13滾動軸承的設計與計算20鍵連接的選擇計算21聯(lián)軸器的選擇23箱體23密封和潤滑的設計26小結28參考資料29設計任務書一、 課程設計題目：一級圓柱齒輪減速器二、 課程設計時間： 至 三、 課程設計要求： 1.D帶傳動 2.電動機 3.圓柱齒輪減速器4.聯(lián)軸器 5.輸送帶 6.滾筒參數(shù)數(shù)值輸送帶工作拉力FN1900輸送帶工作速度V(ms)1.6滾筒直徑Dmm400每日工作時數(shù)Th24轉動工作年限a5注：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。輸送帶速度允

2、許誤差為5%。四、 課程設計工作量1. 設計說明書一份2. 減速器裝配圖一張3. 零件工作圖13張計算及說明 結果一、 傳動方案的分析采用一級圓柱直齒輪閉式傳動及帶傳動的布局，帶傳動平穩(wěn)、能緩吸振、過載保護，但是承載能力低，故帶傳動易布局在高速級。此傳動裝置具有結構緊湊、效率高、成本低、使用維護方便等優(yōu)點。 相關計算公式 均引自課程設計指導書一級圓柱齒輪減速器的結構簡圖傳動比一般小于5，使用直齒，斜齒或人字齒齒輪，傳遞功率可達數(shù)千瓦，功率較高，工藝簡單，精度易于保證，一般工廠均能制造，應用廣泛，軸線可做水平布置、上下布置或鉛垂布置。二、 電動機的選擇電動機已標準化、系列化，應按照工作的要求，根

3、據(jù)選擇的傳動方案選擇電動機的類型、容量和轉速，并在產(chǎn)品目錄中查處其型號尺寸。 計算及說明 結果 (1) 選擇電動機的類型按已知的工作要求和條件，選用Y系列全封閉籠型之三相異步電動機。 (2) 選擇電動機功率為 Pd=Pw/ Pw=Fv/1000w 所以 Pd=Fv/(1000w) 注：Pd為電動機輸出功率 Pw為工作機所需輸入功率 為電動機至工作機主要端之間的總效率 w為工作機的效率 F為工作機的作用阻力 v為工作卷筒的線速度 有電動機至工作機之間的總效率為： w=1223456 注：、1、2、3、4、5、6為帶傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒的軸承及卷筒的效率。 1=0.96 2

4、=0.99查表(2.3)得： 3=0.97 4=0.97 1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.97 5=0.98 6=0.96 5=0.98 6=0.96 w=0.960.9920.970.970.980.96=0.83 所以Pd=Fv/1000w=(19001.6)/(10000.83)=3.66kw(3) 確定電動機轉速 計算及說明 結果卷筒軸的工作轉速為： w=(601000v)/(pD)=(60100001.6)/(3.14400)r/min =76.4r/min w=76.4r/min按推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比i1=24,單級齒輪傳動比i2=35,則合理總傳動

5、比的范圍為i=620，故電動機轉速的可選范圍為 d=iw=(620) 76.4r/min d=4581528r/min符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min再根據(jù)計算出的容量。由附表(8.1)查出有兩種合適的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況如下表。方案電動機型號額定功率電動機轉速(r/min)傳動裝置的傳動比Ped/kw同步轉速滿載轉速總傳動比帶齒輪1Y160M1-847507209.4233.142Y132M1-64100096012.572.84.53Y112M-441500140018.853.55.385綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、

6、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，比較三個方案克制：方案一電動機轉速低，外計算及說明 結果廓尺寸較大，價格較高，雖然總傳動比不大，但因電動機轉 電動機型號選定為：速低導致傳動裝置尺寸較大。方案三總的傳動比大傳動裝置尺寸較大。方案 二 比較合適 。所以電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示。中心高H外形尺寸L(AC/2+AD) HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓孔直徑D軸伸尺寸DE裝鍵部位尺寸FGD1325153453152161781238801041三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)如圖所示的傳動裝置：1、v帶傳送 2、電動機 3、圓柱齒輪減速器 4、聯(lián)軸器 5、輸送帶 6、滾筒計算及說明 結果1

7、、各軸轉速 各軸轉速為： n=n/i=960/2.8r/min=342.86r/min n=342.86r/min n=n/i=342.86/4.5r/min=76.19r/min n=76.19r/min n=n=76.19r/min n=76.19r/min2、各軸的輸入功率 軸 P=P=3.660.96=3.51Kw 各軸的輸入功率為： 軸 P=P=P P=3.51Kw=3.510.990.97Kw=3.37Kw P=3.37Kw 卷筒軸 P=P=P P=3.24Kw=3.370.990.97Kw=3.24Kw3、各軸輸入轉矩 由式（2.17）計算電動機軸的輸出轉矩Td T=9550P/

8、n=95503.66/960=36.4Nm T=36.4Nm由式(2.14)(2.16)得 T=Ti=36.42.80.96 Nm=97.8 Nm T=97.8 NmT=Ti= Ti =97.84.50.990.97 Nm=422.6 Nm T=422.6 NmT=T=422.60.990.97 Nm=405.8 Nm T=405.8 Nm運動和動力參數(shù)的計算結果列于下表:軸名參數(shù)電動機軸軸軸卷筒軸轉速n（r/min）960342.976.1976.19輸入功率p/Kw3.663.513.373.24輸入轉矩T 36.497.8422.6405.8傳動比i2.84.51效率0.960.960.

9、96計算及說明 結果四、 帶傳動計算1. 確定計算功率 由機械設計基礎P表8.21可得K=1.3 K=1.3P= KP=1.34Kw=5.2Kw P=5.2Kw2. 選取普通V帶型號:根據(jù)P=5.2Kw, n=960r/min,由機械設計基礎 n=960r/min圖8.13可選用A型普通V帶.3. 確定帶輪基準直徑d,d:由機械設計基礎圖8.12和8.9選取. d=75mm取d=100mmd d=100mm則d=di=1002.8mm=280mm取d=280mm d=280mm則實際傳動比: i=d/ d=2.8 i=2.8 從動輪實際轉速為：n=960/2.8r/min=342.86r/mi

10、n n=342.86r/min由于所計算的大帶輪基準直徑與所選取標準值相等，則從動輪轉速無誤差率。 4. 驗算帶速V：V=dn601000=100960601000=5.024m/s V=5.024m/s帶速在525 m/s以內(nèi)5. 確定帶的基準長度Ld和實際中心距a初定中心距a0.7（dd+dd） a 2（dd+dd） 266 a560計算及說明 結果按結構要求設計初定中心距a=400 mm初定基準帶長度LL=2 a+（dd+dd）+（dd-dd）=2400+(100+280)+(100-280)4400=1416.85mm L=1416.85mm由表8.4選取基準長度L=1400mm得實際

11、中心距為： aa+（L-L）/2 400+（1400-1416.85）/2 391.58mm a391.58mm中心距的可調(diào)范圍為： a=a-0.015L =391.58-0.0151400 =370.58mm a=370.58mm a=a+0.03L =391.58+0.031400 =433.58mm a= =433.58mm6. 校驗小帶輪包角： =180-（d-d）/57.3 =180-（280-100）/391.5857.3 =153.66120 =153.667. 確定V帶根數(shù)：ZP/（P+P）KK根據(jù)d=100mm，n=960r/min，查表8.9，用內(nèi)插法得： P=0.83+（

12、0.97-0.83）/（980-800）（960-800）Kw計算及說明 結果 =0.954Kw P=0.954Kw由式P=kn（1-1/k） 由表8.18查得 K=1.027510P=（1.027510960）（1-1/1.1373）Kw =0.12Kw P=0.12Kw由表8.4查得帶長度修正系數(shù)K=0.96，由8.1查得包角系數(shù)K=0.94，得普通V帶根數(shù)：Z = P/（P+P）K K=5.2/（0.95+0.12）0.940.96=5.39調(diào)整得：Z=5根 Z=58. 求初拉力F及帶輪軸上壓力F：由表8.6查得A型普通V帶的每米質q=0.1.0/m，根據(jù)式F=500P/Zv（2.5/R

13、-1）+qv 得： F=（5005.2）/（55.024）（2.5/0.94-1）+0.1（5.024）N =174.34N F=174.34N由式 F=2FZsin得 F=2174.345sinN=1629.2N F=1629.2N9. 設計結果： 選用5根-1800GB1145-89V帶，中心距a=391.58mm，帶輪直徑 d=100mm，d=280mm，軸上壓力 F=1629.2N五、 齒輪傳動計算：1. 選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用45鋼調(diào)質，硬度為220250HB8 計算及說明 結果大齒輪選用45鋼正火，硬度為170210HB8因為是普通減速器，由表10.2選8級精度 要求：

14、齒面粗糙度R3.26.3mm 2. 按齒面接觸疲勞強度設計、轉距T T=9.5510Nmm =1.02105Nmm T=1.02105Nmm 、載荷系數(shù)K 取K=1.1 取K=1.1 、齒數(shù)Z和齒寬系數(shù) 小齒輪齒數(shù)Z取28，則大齒輪齒數(shù)為Z取126 因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒面為軟齒面，由表10.20選取=1 、許用接觸應力H 由圖10.24查得 Hlim=560 MP Hlim=560 MP Hlim=530 MP Hlim=530 MP 由圖表10.10查得 =1 =1N=60L=603431（552120）=6.4210 N=6.4210N=Ni=6.42104.5=1.4310 N

15、=1.4310由圖10.27得Z=1.03, Z=1.08由式= 可得,1=Mpa=568Mpa 1=568Mpa2=Mpa=572Mpa 2=572Mpa計算及說明 結果故:d76.43=57.9M=2.07由表10.3取標準模數(shù) m=2.5 m=2.53. 主要尺寸計算:d=mZ=2.528mm=70mm d=70mmd=mZ=2.5126mm=315mm d=315mmb=4dd=170mm=70mm b=70mm經(jīng)圓整后取 b=70mm b=b+5mm=75mm b=70mm=2.5 b=75mm=192.5 =192.54. 按齒根彎曲疲勞度校核由=YY=YY齒形系數(shù)Y由表10.13

16、得 Y=2.58 Y=2.16 Y=2.58 Y=2.16應力修正系數(shù)Y查表10.14得 Y=1.61 Y=1.84 Y=1.61 Y=1.84許用彎曲應力由圖10.25查得=200Mpa =170Mpa由表10.10查得 =1.3由圖10.26查得 Y=Y=0.9由式 =可得：=Mpa=138.46Mpa =138.46Mpa=Mpa=117.7Mpa =117.7Mpa故=YY=2.581.61Mpa計算及說明 結果=88.77Mpa =88.77Mpa =Mpa =84.94Mpad,故也應對截面-進行校核。-截面G=Mpa=13.33Mpa G=13.33Mpa-截面G=Mpa=21.

17、19Mpa G=21.19Mpa查表14.2得=60Mpa,滿足的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量 高速軸的設計與計算1. 高速軸的材料同低速軸的材料選45鋼2. 根據(jù)表14.1得C=118107,又由式（14.2）得dC=（118107）=23.2325.62 d=23.2325.62考慮到會有鍵槽存在,故將估算直徑加大3%5,得23.9326.90由設計手冊取標準值d=253. 設計軸結構并繪制結構草圖.計算及說明 結果確定各軸直徑 d=25,d=30,d=35,d=40為齒輪和軸的統(tǒng)一體為55,d=40,d=35.確定各軸段長度為:L=65,L=70.軸段長28,軸段長度為20,

18、軸段長度為65,軸段長度為20,軸段長度為254. 選定軸的結構細節(jié),為圓角、倒角、退刀槽等的尺寸,按設計結構畫出結構草圖5. 按彎距合成強度校核軸.畫出軸的受力圖作水平內(nèi)的彎距圖.F=N=2794.3N F=2794.3NF=F=1397.1N F=1397.1N-截面出處彎距為:M=1397.1Nm=83828.6Nm M=83828.6Nm-截面處彎距為:M=1397.130Nm=41913Nm M=41913Nm作垂直面內(nèi)的彎距圖,支點反力為:F=-/2L=(1017.0/2-2973.6370/2120=-358.79N 計算及說明 結果-截面M=F=1375.8330Nm =412

19、74.9Nm M=41274.9Nmm合成彎距圖-截面M=86548.62Nmm M=86548.62NmmMI右=117650.77Nmm-截面M=58824.46Nmm M=58824.46Nmm作轉距圖T=9.551010Nmm=97727.41 Nmm T=97727.41Nmm求當量變距,因低速齒輪一樣取小=0.6,則有: -截面M= Nmm=131453.17 Nmm M=131453.17 Nmm-截面M= Nm=83057.51 Nmm M=83057.51 Nmm 確定危險截面及校核強度 由圖可看出, 截面-，-所受轉距相同，但彎距也相同,且軸上還有鍵槽,由于軸徑dd,故也應

20、對截面-進行校核。計算及說明 結果I-I截面G=131453.17/0.1d53=7.90 Mpa-截面G=19.37Mpa G=19.37 Mpa查表14.2得=60Mpa,滿足的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余度.6. 修改軸的結構.圖所設計的軸的強度欲度不大,此軸不必再作修改七、 滾動軸承的設計與計算輸出軸軸承相關參數(shù)（1）求當量動載荷P根據(jù)式(15.1)的P=fp(XFr+YFa)由教材15.12取得fp=1.1,教材表15.15取得Lh=50000 式中徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y要根據(jù)Fa/Cor=0.056則e=0.26 Fa/Fr=1039.27/976.58=1.06

21、40.26,查表15.13得X=0.56 Y=1.71 P=1.1(0.56976.58+1.711039.27)=2556.44（2）計算所需的徑向額定動載荷值 由式（15.6）可得 C=P/fT(60nLh/106)1/=2556.44/1(6076.195000/106)1/3 =15619.85(3)選擇軸承型號查有關軸承的手冊，根據(jù)d=50選得6010軸承，其計算及說明 結果Cr=22000N15619.85N,Cor=16200N.6010軸承的Fa/Cor=1039.27/16200=0.064,與初定值相近，所以選用深溝球軸承6010合適。由教材15.12取得fp=1.1,教材

22、表15.15取得Lh=50000式中徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y要根據(jù)Fa/Cor=0.11則e=0.30 Fa/Fr=2973.63/1017.04=2.920.30,查表15.13得X=0.56 Y=1.45 ， P=1.1(0.561017.04+1.452973.63)=5369.44（2）計算所需的徑向額定動載荷值 由式（15.6）可得 C=P/fT(60nLh/106)1/=5369.44/1(603435000/106)1/3=54208.5(3)選擇軸承型號查有關軸承的手冊，根據(jù)d=35選得6407軸承，其Cr=61800N54208.5N,Cor=29500N.6407軸承

23、的Fa/Cor=2973.63/29500=0.100,與初定值相近，所以選用深溝球軸承6407合適。八、 鍵連接的選擇計算1. 軸和軸的鍵槽均選擇平鍵計算及說明 結果 軸主要尺寸 ：計算及說明 結果d1=25mm，b1=8mm，h1=7mm，l1 =55mm軸主要尺寸：d=60mm，b=18mm，h=11mm，l=50mmd1=40mm,b1=12mm,h1=8mm,l1=65mm2. 鍵的擠壓強度校核jY=jY100jY120I軸：jy=497800/25747=47.56MpajY jy=47.56Mpa軸:jy1=44.22105/40853=99.53MPajY jy1=99.53M

24、Pajy4=/601132=79.92MPajY jy=79.92MPa故鍵均符合要求九、 聯(lián)軸器的選擇1. 選十字滑塊聯(lián)軸，取工件情況系數(shù)K=1.25， K=1.25許用轉矩T=500Nm n=250r/min n=250r/min2. 強度校核計算轉矩：T=KT=1.25422.6 Nm=528.25 NmT T=528.25Nm強度足夠nn=250r/min，在許用范圍內(nèi)十、 箱體（1）箱體各部分厚度 箱座壁厚 箱蓋壁厚計算及說明 結果箱蓋凸緣厚度箱座底凸緣厚度（2）各螺栓尺寸 地腳螺栓直徑個數(shù)查表優(yōu)化取 個數(shù)n=4 軸承旁連接螺栓直徑 蓋與座連接螺栓直徑 查表優(yōu)化取 軸承端蓋螺釘直徑查

25、表優(yōu)化取 檢查孔螺釘直徑查表優(yōu)化取 定位銷直徑查表優(yōu)化取 長度（3）其他尺寸 至外箱壁厚度 至凸緣邊緣距離 軸承旁凸臺半徑 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁的距離： 取 齒輪端面與內(nèi)箱壁的距離：計算及說明 結果 取 箱蓋、箱底肋厚： 取 取 軸承旁連接螺栓距離S。盡量靠近，以螺栓互不干涉為準。檢查孔及孔蓋根據(jù)推薦尺寸選取A=100mm，已算所以 取， ， 取， ，取 通氣器選擇的通氣器的參數(shù)為：dDSLlaM121.251816.514191024軸承端蓋由于選擇脂潤滑選擇軸承端蓋的參數(shù)為：大齒輪端蓋：D=62mm，77mm ，58mm ，92m， 50mm ， e=7.2mm。小齒輪端蓋：D=80mm，100mm ，76mm ，120mm 68mm ， e=9.6mm。吊耳和吊鉤吊耳環(huán) 取d=20mm計算及說明 結果 取R=22mm 取e=18mm 取b=2