單級斜齒圓柱齒輪減速器課設

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1、 江 蘇 大 機械設計綜合課程設計（Ⅱ）任務書 設計題目： 設計一用于帶式運輸機的單級斜齒圓柱齒輪減速器。 運輸機連續(xù)兩班制工作，單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)， 使用壽命 5 年，運輸帶速度允許誤差為± 5%。聯(lián)軸器、軸承、帶傳動、齒輪傳動等效率取常用值。 已知工作條件： 運輸帶拉力 F(kN) 運輸帶速度 v(m/s) 卷筒直徑 D(mm) 詳見設計參數(shù)表（學號與題號對應） 設計任務： 1、減速器部件裝配圖 1 張（比例 1:1 ） 2、

2、零件設計圖 2 張（比例 1:1 ，箱蓋或箱座、齒輪軸） 3、設計計算說明書一份 班級學號： 指導教師： 時 間： 年 月 日 目錄 第一章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 1.1 減速器結構 1.2 電動機選擇 1.3 傳動比分配 1.4 動力運動參數(shù)計算 第二章 傳動零件的設計計算 2.1 設計 V帶 第三章 齒輪的設計計算 ( 包括小齒輪和大齒輪 ) 3.1 選擇齒輪材料、精度等級和

3、確定許用應力： 3.2 計算 3.3 幾何尺寸計算 3.4 校核齒面接觸疲勞強度 第四章 軸的設計計算 4.1 高速軸的設計 4.2 低速軸設計 第五章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 5.1 軸承的選擇及校核 5.2 鍵的選擇計算及校核 5.3 聯(lián)軸器的選擇 第六章 減速器潤滑 . 密封件的選擇以及箱體結構尺寸的計算 6.1 潤滑的選擇確定 6.2 密封的選擇確定 6.3 箱體主要結構尺寸計算 第七章 總結 參

4、考文獻 第一章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 1.1 選擇電動機的類型： 按工作要求和工況條件，選用三相鼠籠式異步電動機，封閉式結構，電壓為 380V，Y 型。 1.2 電動機計算： （一）工作機的功率 Pw Pw =FV/1000=2800×1.4/1000=3.92kw （二）總效率 ：——電機至工作機之間的傳動裝置的總效率 a 3 a 1 2 3 4 5 0.96 0 .99 3 0 .99 0 .96 0.98 0.87

5、 式中： 1 －帶傳動效率： 0.96 ； 2 －滾子軸承傳動效率： 0.99 3 －圓柱齒輪的傳動效率： 0.98 ； 4 －彈性聯(lián)軸器的傳動效率： 0.99 ; 5 —卷筒的傳動效率： 0.96 （三）所需電動機功率 Pd Pd Pw / 總 3.92/0.87 4.51( KW ) 查《機械零件設計手冊》得 P ed = 5.5kw 電動機選用 Y/132M2-6 n 滿 = 960 r/min 1.3 傳動比分配 卷筒的轉速 n=60× 1000v/ （ D）

6、 =66.85r/min =60×1000×1.4/( π× 400) i總 n滿 / n 960 / 66.85 14.36(r / min) 取 i帶 3.68 則 i齒 i總 / i帶 14.36/3.68 3.9  電動機 選用： Y132M2-6

7、 i帶 3.68 i 齒 =3.9 1.4 動力運動參數(shù)計算 將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為 1 軸、 2 軸、3 軸、4 軸， 01 12 23 ——依次為電機與軸 1，軸 1 與軸 2，軸 2 與軸 3，軸 34 3 與軸 4 之間的傳動效率。 （1）各軸轉速： 1 軸： n0 960 n1 260.87 / min i0 3.68 r 2 軸： n2 n1 260.87 66.

8、89r / min i1 3.9 卷筒軸： n n 66.89 / min 3 2 （2）各軸功率： 功率： 1 軸：P1 P d 01P 2 軸：P 2 P 1 12P1 4.20 KW  d 0.96 4 .33 kw 1 2 4 .51 0 .99 0.98 3 卷筒軸： P 3 P2 34 P3 4 .20 0 .99 0 .99 24 4.12 K （3）各軸輸入轉矩，輸出轉矩：

9、電動機的輸出轉矩： Td 9550 Pd 9550 4.51 44.87N * m n0 960 1 軸輸入轉矩： T1 9550 P1 9550 4.33 n1 158.51N * m 260.87 2軸輸入轉矩 : T2 9550 P2 9550 4.20 n2 599.64 N * m 66.89 卷筒軸輸入轉矩： T 3 9550 P3 9550 4.12 588.22N * m n3 66.89

10、 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 N T / P/kW /( r.min -1 ) i (N﹒m) 0 4.51 960 44.87 3.68 0.96 1 4.33 260.87 158.51 2 4.20 66.89 599.64 3.9 0.97 3 4.12 66.89 588.22 1 0.98 第二章 傳動零件的設計計算： 2.1 設計 V帶 （1）確

11、定 V 帶型號 k A=1.2 P C=KAP=1.1× 3.92=4.312KW 根據(jù) Pc =6.6KW n0 =960r/min, 選 擇 SPZ 型 窄 V 帶， 取 d1 100mm 。 大輪的基準直徑： d2 i0 d1 368mm 。取 d2 370mm 。 驗算帶速： V d1 n1 3.14 100 960 1000 60000 5.027m / s 25m/ s 60 帶速合適。 （3）確定 V 帶基準長度 Ld 和中心距 a0 ： 根據(jù)： 0.7 (d1 d

12、2 ) a0 2 (d1 d2 ) 可得 a0 應在 350 ~ 1000mm 之間，初選中心距 a0 =600mm 帶長： L0 2a0 (d1 (d2 d1 ) d2 ) 2 4a0 2 600 (100 2702 370) 1968mm 2 4 600 取 Ld 2000mm 。 計算實際中心距： Ld L0 2000 1968 616mm 。 a a0 2 600 2 （4）驗算小帶輪

13、包角 ： 180 d2 d1 60 180 370 100 60 a 616 =164＞120 合適。 （5）求 V 帶根數(shù) Z： Pc Z PNK KL 由 1 164 查表得包角修正系數(shù)： ，查表得長度修正系數(shù)： KL 1.02。 由此可得： Pc 3.92 PNK KL 2 .78 1.6 0.9 5 1.02 取 Z=3 根。 （6）求作用在帶輪軸上的壓力 FQ ： 查 表 得 q=0.10kg/m ， 故 得 單 根 V

14、帶的初拉力： F0 500PC ( 2.5 1) qv2 234.9N zv K 作用在軸上壓力： F 2zF sin 1 2 3 234.9 sin 164 1393.9N 。 Q 0 2 2 （7）確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑 d1=100mm采用實心式結構。 大帶輪基準 d2 =370mm， 采用腹板式結構，基準圖見零件工作圖。 第三章 齒輪的設計計算 ：

15、 3.1 選擇齒輪材料、精度等級和確定許用應力 ： 1）運輸機為一般機器，速度不高，故選用 7 級精度。 2）用硬齒面齒輪設計此傳動。大、小齒輪的材料均為 40Cr，并經(jīng) 調(diào)質及表面淬火，齒面硬度為 48~55HRC。 3）選小齒輪齒數(shù) Z1=22,Z2=iZ 1=3.966 ×22=87.252 2. 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1） T1 9.55 106 P1 9.55 106 4.33 1.58 105 N mm n1 260.87

16、 2）初選 K =1.6, 初估 0 ，由表 2-8-7 取齒寬系數(shù) 0.8 。 14 d t 3）由圖 2-8-18h 查得 FE FE Mpa ，由表 2-8-8 查得 620 SF min 1.4。 4 ） 計 算 應 力 循 環(huán) 次 數(shù) N1 60n1 jL h 60 960 1 (2 8 365 5) 4.570 108

17、， N 2 N1 / i 1.171 108 。 5）由圖 2-8-16 查得 K FN 1 0.89，K FN 2 0.91 6）計 算 齒 根 彎 曲 許 用 應 力 ： [ F 1] K FN1 FE 1 0.89 620 394 Mpa , SF min 1.4 [ F 2 ] KFN2 FE 2 0.91 620 403Mpa

18、 SF min 1.4 7）計算當量齒數(shù)： Z1 24 Z2 95 103.99 Zv1 cos3 14 26.27 ， Zv2 cos3 14 cos3 cos3 8）由表 2-8-6 差值計算得： YFa1 2.592,YSa1 1.592 ； YFa 2 2.18,YSa2 1.79 9）計算大小齒輪的 YFa YSa [ F ] YFa 1YS

19、a1 2.592 1.592 0.01015 ， YFa 2YSa2 2.18 1.79 0.00968 [ F1] 394 [ F 2 ] 403 10) 由圖 2-8-12 查得， 1 2 1.70 11) b sin 0.318 d Z1 tan 0.318 0.8 24 tan14 1.522＞1 π mn 當 ＞1 時，取 =1 12) tan tan n tan 20 0.375 ， t 20.556 ； t cos14 cos

20、tan b db tan cos t tan14 cos20.556 0.2334 tan d b 13.138 2 2 13） Y 0.25 0.75cos b 0.25 0.75 cos 0.138 0.6811 1.635 14） Y 1 1 1 14 0.883 120 120 3.2 計算 1) 計算法向模數(shù) mn 2KT1 cos2 YFa YSaY Y 3 2[ F] =

21、 d Z1 3 2 1.6 1.59 105 cos2 14 0.01015 0.6635 0.883 1.798 0.8 242 取標準模數(shù) m=2mm 2）計算分度圓直徑： d1 mn Z1 / cos 2.5 24 / cos14 49.47mm 3）計算圓周速度： π d1n1 π 49.47 260.87 v 1000 60 0.673m / s 60 1000 4）計算齒寬： b d d1 0.8 49.47 39.576mm 5

22、）計算載荷系數(shù) K。已知使用系數(shù) KA=1.0 ；根據(jù) v=2.849m/s ， 7 級精度，由圖 2-8-7 查得 K 1.10 ; 假設 K A Ft / b＞100N / mm, 由表 2-8-3 查得 K H K F 1.2 ；由表 2-8-4 中硬齒面齒輪查得小齒輪 相對支承對稱布置、6 級精度，KH 1.34 時 ， K H 1.05 2 0.16 10 3 b 1.224 ，考慮齒輪實際為 7 級精 0.26 d 度 ， 取 K F K H 1.224 , 實 際 載 荷 K KAKVKF KF

23、 1.0 1.10 1.2 1.224 1.616 ,K 與 Kt 基本接 近，無需矯正。 3.3 幾何尺寸計算 （1）計算中心距： ( Z1 Z2 ) mn (24 95) 2 a 2 cos 2 cos14 122.64mm ，取 a=125mm （2）修正螺旋角： arccos (Z1Z 2 )mn arccos (24 95) 2 17

24、.82 2a 2 125 因為 值改變不多，故參數(shù) YFa ， YSa， ， ，Y ，Y 等不必修正 （3）計算分度圓直徑： d1 mn Z1 / cos 2 20 / cos17.82 50.41mm d2 mnZ2 / cos 2 95/ cos17.82 199.57 mm （4）計算齒輪寬度： b d d1 0.8 50.4 40.328mm 3.4 校核齒面接觸疲勞強度 （1）由圖 2-8-17 查得H lim 1 H

25、lim 2 1100Mpa ，由表 2-8-8 查 得SH min 1.1 （2）由圖 2-8-15 查得 K HN1 0.90 , K HN 2 0.94 （3）計算齒面接觸許用應力： [ KHN1 H lim 1 0.90 1100 H 1 ] 900Mpa SH min 1.1 [ K HN2 H lim 2 0.94 1100 H 1 ] 940Mpa SH min 1.1 [H]([ H 1 H 2 ]) / 2 920Mpa （4）查表 2-

26、8-5 得彈性系數(shù) ZE 189.8 （5）查圖 2-8-13 得 ZH 2.430 （6）取 1.72， 1.32，取 1，則 Z ( 4 )(1 ) 1 3 0.782 1.635 （7） Z cos cos17.8 0.975 （8） H ZEZH Z Z 2KT1 (u 1) d d13 u =823.57Mpa 顯然齒面接觸疲勞強度滿足要求。 第四章 軸的設計計算

27、 1 2 3 d 4 d d d d 4.1 高速軸的設計 （1）計算齒輪受力（如圖 a） 斜 齒 圓 柱 齒 輪 螺 旋 角 arccos m n z1z2 arccos 2 (24 95) 17.82 2a 2 125 小齒輪直徑 m n zz 50 .4mm d1 cos

28、 大齒輪直徑 m1z2 199.55mm d 2 cos 小齒輪受力：轉矩 T1 158510N mm 圓周力 2T1 2 158510 Ft 6290 N d1 50.4 徑向力 Ft tan n 6290 tan 20 Fr 2404N cos cos17.8 軸向力 Fa Ft tan 6290 tan17.8 2019 N 作用在軸 1 帶輪上的外力： F

29、 FQ 1394 N （2）計算軸承支反力（如圖 b） 水平支反力 FQ 205 Fa d1 Fr 55 2 FH2 4262N 55 55 FQ 95 Fa d1 Fr 55 2 FH1 55 464.4N 55 垂直支反力 Fv1FV2 Ft 3145N 2 （3）畫出水平彎矩圖和垂直彎矩圖（如圖 c）。小齒輪中間斷面左側水平彎矩為 M LH FH1 55 25542N mm 小齒輪中間斷面右

30、側水平彎矩為 M RH FH1 d1 -25336N mm 55 - Fa 2 右軸頸中間斷面處水平彎矩為 M BH FQ 95 132430 N mm 小齒輪中間斷面的垂直彎矩為 M cv Fv1 55 172975 N mm （4）繪制合彎矩圖（如圖 d） 小齒輪中間斷面左側彎矩為 M CL M LH2 M CV2 174850N mm 小齒輪中間斷面左側彎矩為 M CR M RH2 M CV2 174820N mm （5）繪制扭矩圖（如圖 e） T1 158510N mm （6）繪制

31、當量彎矩圖（如圖 f ） 取0.6 則 T 95106N mm 截面 B 處和 C 處的當量彎矩： 2 （ 2 M CM cR T） 199041N mm 2 2 M B M BH （ T） 163042 N mm (7) 校核危險截面 C 的強度 因為材料選擇 45 號鋼調(diào)質處理，得許用彎曲應力 1b 60MPa ， 則： c 處的強度條件 M B M B 22.0 Wb 0.1d 3 B 處的強度條件 M c M c 3 17.9 Wb

32、0.1d f  -1 -1 結論：按彎合成強度校核小齒輪軸的強度足夠安全。 計 算 及 說 明 結果 4.2 低速軸設計 圓周力 Ft 2T2 2 599640 d2 5996 N

33、 200 徑向力 Fr Ft tan n 5996 tan 20 cos 2292 N cos17.8 軸向力 Fa Ft tan 5996 tan17.8 1925 N 水平支反力 Fa d1 Fr 55 FH2 2 604N 55 55 Fa d1 Fr 55 FH1 2 2896N 55 55 垂直支反力 Fv1 FV2 Ft 2998N 2 由高速軸校核同理可得

34、 M CL M LH2 M CV2 168203N mm M CR M RH2 M CV2 229257N mm 取0.6 則 T 359784N mm 截面 B 處和 C 處的當量彎矩： M C 2 （ 2 397160 N mm M cR T） M B 2 （ 2 359784 N mm M BH T） 因為材料選擇 45 號鋼調(diào)質處理，得許用彎曲應力 1b 60MPa ，則： c 處的強度條件 MB MB Wb 0.1d 3 2.16 -1

35、 B 處的強度條件 M c M c 2.38 -1 Wb 0.1df 3 結論：按彎合成強度校核大齒輪所在軸的強度足夠安全。 第五章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 5.1 軸承的選擇及校核 高速軸選用圓錐滾子軸承， 軸承根據(jù)軸頸值查 《機械零件設 計手冊》選擇 30208 軸承 2 個（GB/T276-1993）低速軸選用 7210AC 軸承 2 個 GB/T276-1993） 高速軸 30208 軸承校核： 由軸校核可知： Fa Ft tan 6290 tan17.8 2019N ； 查

36、表得 Y=1.6； C=63000N； Fv1 Fv2 3145N ， FH1 464.4N ， FH2 4262N ， Fr1 FH21 Fv12 4642 31452 3179N ； 同理可得： Fr2=5210.8N; S1 Fr 1 3179 2Y 2 993.4N ; 1.6 S2 Fr 2 5210 2Y 2 1628.1N ; 1.6 S2 Fa 1628 2019 3647 S1; 所以軸承 1 被壓緊，軸承 2 被放松， F a2 S2 16

37、28.1N; Fa1 Fa S2 3647.1N; e 0.37; Fa1 3647.1 1.14 e; Fr1 3179 所以 X=0.4，X2=1.6； P1 f p ( X1Fr 1 Y1Fa1 ) 0.4 3179 1.6 3647 7048N ; Fa 2 1628 0.312 e; 所以 Fr 2 5210.8 X 2 1,Y2 0; P2 f p ( X 2Fr 2 Y2Fa 2) 1 5210.8 5210.8N ;

38、 取 P1； 計算軸承壽命 L10h 106 ( C ) 106 ( 63000 ) 60n P 60 260.87 7048 94697.8h 10年  10 3 滿足軸承壽命要求； 預期壽命為： 8 年，兩班制 L=8×300× 16=38400

39、 2896 2998 4168N Fr 2 H2 2 2 2 2 3058.2N ； F Fv2 2998 604 S1 0.68Fr1 0.68 4168 2834.2N ; S2 0.68Fr2 0.68 3058 2079.4N ; S1 Fa 2834.2 1925 4759.2N ; 軸承 1 被放松，軸承 2 被壓緊； Fa1 = s1 = 2834.2N; Fa2 S1 Fa 4759.2N ; e 0.68;

40、f p 1.0; Fa1 2834 0.59; Fr 1 4759 X1 1, Y1 ； 0 P1 （ X1Fr1 Y1Fa1) f p 1 2834.2 2834.2N; Fa2 4759.2 1.53 e; Fr 2 3058 X2 0.

41、41，Y2 0.87； （ X2Fr2 Y2Fa2 ) P2 f p 0.41 3058 0.87 4759.2 ； 5394.2N 由軸承查表的 C=40800N； L10 h 106 ( C ) 10 6 ( 40800 )3 60n P 60 66.89 5394.2 107974h 12年 滿足軸承壽命要求； 5.2 鍵的選擇計算及校核 （一）低速軸外伸端 106mm，直徑 47mm,考慮鍵在軸中部安裝故選 鍵 14×9 ×90 GB/T1096—2003，b=14，L=90，h=

42、9，選 45 號鋼，其許用擠壓力 p =140MPa 2T 103 2 599.64 103 p = 4.5 76 74.5MPa < p kld 47 l L - b 90 -14 76; k 0.5h 0.5 9 4.5; 則強度足夠，合格 （二）與齒輪聯(lián)接處 d=56mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同 一方位母線上，選鍵 16× 60GB/T1096—2003，b=16mm， L=60mm， h=10mm，選 45 號鋼，其許用擠壓應力 p =140MPa

43、 p = 2T 103 2 599.67 103 97.3MPa < p kld 5 44 56 l L - b 60-16 44; k 0.5h 0.5 10 5; 則強度足夠，合格 （三）齒輪軸外伸 36mm,直徑 31mm，所以選用鍵 8×30GB/T1096 — 2003， b=10mm， L=33mm，h=8mm，選 45 號鋼，其許用擠壓應力 p =140MPa 2T 103 2 158.51 103 p =

44、4 23 111.15 MPa < p kld 31 l L - b 33-10 22; k 0.5h 0.5 8 4; 則強度足夠，合格 5.3 聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮 拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性凸緣聯(lián)軸器。根據(jù)外伸軸直 徑選用 GY6型彈性凸緣聯(lián)軸器，公稱尺寸轉矩 T n =900Nm，TC < T n 。采用 Y 型軸孔， A 型鍵軸孔直徑 d=47，聯(lián)軸器長度 L=112mm。 第六章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱 體

45、主要結構尺寸的計算 6.1 潤滑的選擇確定 潤滑方式 1. 齒輪 V=1.2＜＜ 12 m/s 應用噴油潤滑，但考慮成本及需要，選用浸油潤滑 2.軸承采用潤滑脂潤滑 潤滑油牌號及用量 1. 齒輪潤滑選用 150 號機械油，最低～最高油面距 10～20mm，需油量為 1.5L 左右 2. 軸承潤滑選用 2L—3 型潤滑脂，用油量為軸承間隙的1/3 ～ 1/2 為宜 6.2 密封形式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃 的方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封在

46、觀察孔或螺塞與機體之間加 石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外 伸端與透蓋的間隙，由于 V<3（m/s ），故選用半粗羊毛氈加以密封 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封， 防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi) 部 6.3 箱體主要結構尺寸計算 第七章 總結 通過本次課程設計， 使自己對所學的各門課程進一步加深了理解， 對于各方 面知識之間的聯(lián)系有了實際的體會。 同時也深深感到自己初步掌握的知識與實際 需要還有很大的距離，在今后還需要繼續(xù)學習和實踐。 本設計由于時間緊

47、張，在設計中肯定會有許多欠缺，若想把它變成實際產(chǎn)品 的話還需要反復的考慮和探討。 但作為一次練習，確實給我們帶來了很大的收獲， 設計涉及到機械方面的內(nèi)容，通過設計計算、認證、畫圖，提高了我對機械結構 設計、控制系統(tǒng)設計及步進電動機的選用等方面的認識和應用能力。 總之，本次 設計讓我受益非淺，各方面的能力得到了一定的提高。 參考文獻 1、《機械原理與設計》，馬履中，謝俊等主編，機械工業(yè)出版社； 2、《機械設計綜合課程設計》 ，王之櫟，王大康等主編，機械工業(yè)出版社；《機械制圖》教材 3、《工程制圖》戴立玲，黃娟，機械工業(yè)出版社； 4、《材料力學》劉鴻文主編，哈爾濱工業(yè)大學出版社； 6、其它機械類專業(yè)課程教材；