北工大機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)一級減速器設(shè)計(jì)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說明書設(shè)計(jì)題目一級減速器設(shè)計(jì)學(xué)院機(jī)電學(xué)院學(xué)號 09010332設(shè)計(jì)者XXL2012 年 1 月 11 日北京工業(yè)大學(xué)項(xiàng)目內(nèi)容及計(jì)算過程一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1、設(shè)計(jì)任務(wù)題目 1 設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的一級圓柱齒輪減速器。2、原始數(shù)據(jù)運(yùn)輸帶工作拉力 F/N 1650運(yùn)輸帶工作速度 v/（ m/s）1.6卷筒直徑 D/mm 280 3、工作條件連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期限為10 年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差土5%1V 帶傳動(dòng)2-運(yùn)輸帶 3一級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5電動(dòng)機(jī)6-卷筒二、總體方案設(shè)計(jì)1、計(jì)算工作及所需功率 PwPw=Fv/1000 kW計(jì)算結(jié)果2

2、.64kW2、 計(jì)算電動(dòng)機(jī)所需工作功率PdPd=Pw/ kW按表 2-3 確定各個(gè)部分效率：V 帶傳動(dòng)效率1=0.96，滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率（一對）2=0.99，閉式齒輪傳動(dòng)效率3=0.97，聯(lián)軸器效率4= 0.99，傳動(dòng)滾筒效率5=0.96.3123 45Pd=Pw/ kW因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率Ped 略大于 Pd 即可，由表 17-1Y 系列電動(dòng)機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)，選電動(dòng)機(jī)額定功率Ped 為 4kW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速60 1000vnwd通常，V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比常用范圍為i1=24；級齒輪減速器為i25,則總傳動(dòng)比范圍i=1020,故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd i nw由表 17-1 選擇電動(dòng)機(jī)型

3、號為 Y112M-4額定功率 4kW 滿載轉(zhuǎn)速 1440r/min同步轉(zhuǎn)速 1500r/min4、計(jì)算傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比ianmlanw5、 分配傳動(dòng)裝置各級傳動(dòng)比ii由表 2-1 取 V 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i為則減速器的傳動(dòng)比為 iaiio6、計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)0 軸（電機(jī)軸）P。Rn。nm0.85873.074109.13r/min1091.32182.6r/mi n13.19534.9833.0741440r/min20.387N mnnni01PT195501E2 軸（低速軸）P2R12R23nin2 i12F2T295502n23 軸（滾筒軸）F3p323F224nHn3i23T

4、395503n3軸名功率 P/kW轉(zhuǎn)矩 T/（Nm轉(zhuǎn)速n/（r/min ）傳動(dòng)比i效率輸入輸出輸入輸出電2.9220.387144030.96機(jī)1軸高2.952.9258.71358.1264804.980.960速1133軸低2.832.80280.96278.1596.32810.960速46441軸滾2.772.75275.41272.6596.328筒8028軸2.951kW480r/min58.713N m2.834kW96.328r/min280.964 N m2.778kW96.328 r/mi n三、V 帶設(shè)計(jì)已知工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作時(shí)有輕微振動(dòng)，使用期限為10 年，小

5、批量生產(chǎn)，兩班制工作，運(yùn)輸帶速度允許誤差土5%所需傳遞的額定功率 P=4kW 傳動(dòng)比i0=3.1、 確定計(jì)算功率PeaKAP由表 8-7 得KA=1.2PeaKAP2、選擇 V 帶帶型由圖 8-11 得 V 帶型為 A 型3、 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速 v（1 ）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1根據(jù) V 帶帶型，參考表 8-6 和表 8-8 確定dd1=75mm（2 ）驗(yàn)算帶速 v根據(jù)式 8-13ddEV160 10005 v 25m/ s，所以 V 帶合格（3 ）計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由dd2idd1，根據(jù)表 8-8 得dd2=2254、確定中心距 a,并選擇 V 帶的基準(zhǔn)長度 Ld（1 ）

6、根據(jù)帶傳動(dòng)總體尺寸的限制條件或要求的中心距，結(jié)合式 8-20得0.7（ dd1dd2） a。2（dd1dd2）209.3a598初選定a0=400mm（2 ）計(jì)算相應(yīng)的帶長Ld02Ld02a0 （dd1dd2）（dd2dd1） /4a02由表 8-2 得Ld=1250mm（3）計(jì)算中心距 a 及其變動(dòng)范圍LdLd0a a。2amina0.015Ldaminamaxa 0.015Ldamax5、 驗(yàn)算小帶輪上的包角13.6888kW5.655m/s1283.544mm383.228mm364.478mm420.728mm57.31180（dd2dd1）90a1157.726、確定帶的根數(shù) zzP

7、caKAPZPr（RR）KKL由表 8-4 得F0_O.68kW,P0-O.17kW由表 8-5 得K-0.95由表 8-2 得KL-0.93Z-4.9，取整得 z-57、確疋帶的初拉力Fo由式 8-6 并計(jì)入離心力和包角的影響，可得單根 V 帶所需最小初拉力為（Fo）min500（2.5 Kqv2K zvK-0.95z-5v-5.655m/sFCa-3.6888kW據(jù)表 8-3 得 q-0.10kg/m（F0）min8、 計(jì)算帶傳動(dòng)的壓軸力FpFp2zF0s in p2z-51157.72Fp四、圓柱齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）根據(jù)所選題目，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)。

8、（2） 傳動(dòng)系統(tǒng)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7 級精度。（3 ）材料選擇，由表 10-1 選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度 為 280HBS大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為 240HBS,二者材料硬 度差為 40HBS109.627N1075.61N2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)計(jì)算由設(shè)計(jì)計(jì)算公式dit2.323呼斗du H(1 )確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)Kt=132）小齒輪傳動(dòng)的轉(zhuǎn)矩5.8126104Nmm3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù)d=14）由表 10-6 查得材料的彈性影響系數(shù)Z1E189.8MPa5）由表 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H

9、 liml600MPa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限H lim1550MPa。6）由式N 60n）jLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=1.682 109N2=83.375 107）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.91KHN 20.968）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%安全系數(shù) s=1，由式KN lim得S得H1546MPaH2=528MPa（2）計(jì)算1)計(jì)算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小的值d1t52.7040mm2)計(jì)算圓周速度 vv小汕11.325m/s60 10003)計(jì)算齒寬 bbdd1t52.7040mm4) 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)mtdltZi2.196齒

10、高h(yuǎn) 2.25mt4.941mmb/h=10.6675)計(jì)算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.325m/s , 7 級精度，由圖 10-8 查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv1.08，直齒輪KHKF1;由表 10-2 查得使用系數(shù)KA=1.由表 10-4 用插值法查得 7 級精度。小齒輪相對支承非對稱布置時(shí)，KH1.419由 b/h=10.667，KH1.419杳圖 10-13 得心1.34。故載荷系數(shù)K KAKVKHKH1.532526)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式55.6755mm7) 計(jì)算模數(shù) md1m一Z12.3203、按齒根彎曲強(qiáng)度計(jì)算由式 10-5 得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為m32KTYSaYdZ

11、：F(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1)由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2380MPa。2 )由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.85,KFN20.88。3)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力K取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，由式 10-12 得FKFN FEF】1303.57MPaF24）計(jì)算載荷系數(shù) KK匚仏心KF5）查取齒形系數(shù)由表 10-5 查得YFa12.65 FFa22.1556）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-6 查得YSa11.58YSa21.8057）計(jì)算大小齒輪的并仏并加以比較FYFa1Ysa1 _F1YFa 2YSa2

12、=F2大齒輪的數(shù)值較大（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算j2KTYFaYsam3-2-=V dZ2F取 m=2mmd1Z 27.8375mZ2Z14.941138.3484、幾何尺寸計(jì)算（1 ）計(jì)算分度圓直徑d1z1m=d2z2m（2）計(jì)算中心距d1d2a238.86MPa1.44720.013790.016281.7140mmZ1取 28z2取 14056mm280mm168mm56mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)=280.964N m1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力軸的材料為 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表15-1抗拉強(qiáng)度極限b=640MPa，屈服強(qiáng)度極限s=355MPa，彎曲疲勞極限127

13、5MPa，剪切疲勞極限1=155MPa，需用彎曲應(yīng)力1=60MPa。2、求作用在齒輪上的力d2mtz2=Ft2T2d2Frtancos3、初步確定軸的最小直徑根據(jù)表 15-3，取A0=112取 35mm 由此確定聯(lián)軸器的型號280mm2006.89N730.45N34.46mm聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT3,查表 14-1 得取KA=1.3 則:已知輸出軸上的功率P2=2.806kW 轉(zhuǎn)速n2=96.328r/min 轉(zhuǎn)矩T?dminGB/T5014-2003，選用 LX2 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 560N m,孔徑d|=35mm，半聯(lián)軸器長度 L=82mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長

14、度L|=82mm。4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)擬定軸上零件的裝配方案在一級減速器中，將齒輪置于箱體中央，軸承對稱分布，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠軸肩和套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向定位，選用圖示裝配方案。(2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑估算軸 d= 35 mr 作為外伸端直徑與聯(lián)軸器相配。聯(lián)軸器靠軸肩實(shí)現(xiàn)軸向疋位，第一段直徑取d2=45mmd3應(yīng)大于d2，取d3=50mm為了 便于齒輪裝卸和齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=55mm齒輪用套筒和軸肩疋位，軸肩直徑d5-63mm滿足另一側(cè)軸承的安裝要求，根據(jù)選定軸承的型號，設(shè)置階梯軸d6=50mm,兩側(cè)軸承相同。(3)

15、選擇軸承型號初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承只受徑向力，故選用深溝軸承，根據(jù)軸的直徑選擇軸承為 6010,其尺寸為 d D B=50 80 16mm。(4)確定軸的各段直徑和長度I段：d= 35mm長度為。L|=80mm。n段：d2=45mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一疋距離。取套筒長為20mm 取L2=50mm。川段：d3=50mrpL3=45mm。W段：d4=55mm考慮齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小，L4=56mmV段：d5=63mrp取L5=10mmW段：安裝軸承與擋油環(huán)，初選6010, B=16mm 則L6=28mm算得軸承支撐跨距 L=116mm5、軸的強(qiáng)度校核365.253

16、N m(2)求徑向力Fr=Fttan=(3)軸承支反力:FBYFr/2=FAZFBZR/2=(4)彎矩兩邊對稱，截面C 的彎矩對稱截面 C 在垂直面的彎矩為MC1FAYL / 2=截面 C 在水平面的彎矩為MC2FAZL / 2(5)=0.6caWca1=60MPa。所以軸滿足強(qiáng)度要求。2006.89N730.45N365.225N1003.445N21.18N m58.20N m10.132MPayxMeib)六、主動(dòng)軸的設(shè)計(jì)已知輸出軸上的功率 R=2.951kW 轉(zhuǎn)速n1=480r/min 轉(zhuǎn)矩=58.713N m1、選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力軸的材料為 45#鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表 15-1

17、抗拉強(qiáng)度極限b=640MPa，屈服強(qiáng)度極限s=355MPa，彎曲疲勞極限1275MPa，剪切疲勞極限1=155MPa，需用彎曲應(yīng)力=60MPa。2、初步確定軸的最小直徑根據(jù)表 15-3，取Ao=112dminA0yn =取最小直徑為 25mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑估算軸 d= 25 mr 作為外伸端直徑與 V 帶輪相配。V 帶輪靠軸肩實(shí)現(xiàn)軸向定位，第一段直徑取d2=35mmd3應(yīng)大于d2，取d3=40mrnd4應(yīng)大于d3，滿足另一側(cè)軸承的安裝要求，根據(jù)選定軸承的型號，設(shè)置階梯軸取d4=d6=45mm兩側(cè)軸承相同。(2)選擇軸承型號初步選擇滾動(dòng)軸承，因軸承只受徑

18、向力，故選用深溝軸承，根據(jù)軸的直徑選擇軸承為 6008，其尺寸為 d D B=40 68 15mm。(3)確定軸的各段直徑和長度I段：d= 25mm長度為。L1=40mm。n段：d2=35mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有疋距離。取L2=50mm。川段：d3=50mmL3=27mm。W段：d4=55mm考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，L4=10.5 mmVI 段：d6=45mm取L6=10.5mm20.52mm(1)求圓周力 Ft2Tidi(2)求徑向力Fr=Fttan=(3)軸承支反力：FAYFBYFr/ 2=FAZFBZR/2=(4)彎矩兩邊對稱，截面C 的彎矩對稱截面 C 在垂直

19、面的彎矩為MC1FAYL/2=截面 C 在水平面的彎矩為MC2FAZL / 2(5)=0.6caca1=60MPa。所以軸滿足強(qiáng)度要求。七、滾動(dòng)軸承的校核計(jì)算1、從動(dòng)軸軸承預(yù)計(jì)壽命Lh=10 300 16=48000h軸承型號 6010,查得 d D B=50 80 16mm。基本額定動(dòng)載荷Cr= 22.0kN,基本額定靜載荷C0r=16.2 kN,極限轉(zhuǎn)速 7000r/min。已知 n=96.328r/min，=730.45NPF=730.45Nh所以預(yù)期壽命足夠2、主動(dòng)軸軸承預(yù)計(jì)壽命Lh=10 300 16=48000h軸承型號 6008，查得 d D B=45 68 15mm?；绢~定動(dòng)

20、載荷Cr= 17.0kN,基本額定靜載荷C0r=11.8 kN，極限轉(zhuǎn)速 8500r/min。已知 n=480r/min，F(xiàn)r=763.21NPrF0rFr=763.21N2096.89N763.21N381.60N1048.45N21.1788N m58.19N m5.93MPa1887425h106CLhk( J =60 n P所以軸承符合預(yù)期壽命八、鍵的選擇和校核查表 11-26 ?。?高速軸和 V 帶輪聯(lián)接鍵為： 鍵 8X25 GB1096-79,2. 大齒輪與軸聯(lián)接的鍵為：鍵 16X45 GB1096-79,3.軸與聯(lián)軸器的鍵為： 鍵 10X70GB1096-79。1、大齒輪與軸上鍵的強(qiáng)度校核鍵 10X45 GB1096-79bx h=16X 10, L =45mm,則Ls=L-b=45 -16 = 19 mm(1)圓周力Fr2上=rd2F(2 )擠壓強(qiáng)度p去=PhLsPP(3 )剪切強(qiáng)度2FrbLs所以該鍵強(qiáng)度足夠2、高速軸和 V 帶輪聯(lián)接鍵的強(qiáng)度校核