一級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計【F=6000 V=1.1 D=400】【CAD高清圖紙】

【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件及預(yù)覽，所見才能所得，請細心查看有疑問可以咨詢QQ：414951605或1304139763 目 錄課程設(shè)計任務(wù)書3一 電動機的選擇41.1選擇電動機類型41.2 電動機容量的選擇41.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇4二 分配傳動比52.1總傳動比52.2分配傳動比5三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算53.1各軸的轉(zhuǎn)速53.2各軸的輸入功率53.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩53.4整理列表6四 V帶傳動的設(shè)計74.1 V帶的基本參數(shù)74.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計9五 齒輪傳動設(shè)計105.1選精度等級、材料和齒數(shù)105.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計105.3按齒根彎曲強度設(shè)計125.4幾何尺寸計算135.5驗算13六 軸及軸承、鍵的設(shè)計146.1 高速軸及軸承、鍵的設(shè)計146.2低速軸及軸承、鍵的設(shè)計17七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命207.1輸入軸的軸承207.2 輸入軸的鍵207.3 輸出軸的軸承207.4輸出軸的鍵21八 潤滑與密封228.1潤滑方式的選擇228.2密封方式的選擇228.3潤滑油的選擇22九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸22參考文獻24課程設(shè)計任務(wù)書設(shè)計帶式輸送機傳動裝置（一級圓柱減速機）, 傳動簡圖如下：圖1-1 傳動簡圖參數(shù)要求：輸送帶工作拉力（kN）6輸送帶工作速度（m/s）1.1滾筒直徑400工況要求：滾筒效率0.96；兩班制，10年壽命；連續(xù)工作；載荷較為平穩(wěn)；供給380V交流電；室內(nèi)環(huán)境；粉塵較大；最高溫度40度。制造要求：一般機械廠制造，小批量。備注：自選直齒、斜齒、亦可設(shè)計成二級傳動減速機、允許速度誤差5%一 電動機的選擇1.1選擇電動機類型電動機是標準部件。因為室內(nèi)工作，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。1.2 電動機容量的選擇工作機所需功率為：電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。取V帶傳動效率，圓柱齒輪傳動效率，球軸承效率，聯(lián)軸器的傳動效率，滾筒效率，電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率為：所需電動機的輸出功率為電動機額定功率只需略大于即可，查機械設(shè)計手冊表19-1選取電動機額定功率為7.5kw。 1.3 電動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：展開式單級減速器推薦的傳動比為：V帶傳動的傳動比為：得總推薦傳動比為：所以電動機實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。綜合考慮傳動裝置機構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟性，選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電機。型號為Y160M-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率7.5。二 分配傳動比2.1總傳動比滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動比為：2.2分配傳動比為使傳動裝置尺寸協(xié)調(diào)、結(jié)構(gòu)勻稱不發(fā)生干涉現(xiàn)象，選V帶傳動比；則減速器的傳動比為：；傳動誤差，合適三 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算3.1各軸的轉(zhuǎn)速電機軸1軸 ；2軸 ；滾筒軸 3.2各軸的輸入功率1軸 ；2軸 ；滾筒軸 ；3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電機軸 ；1軸 ；2軸 ；滾筒軸 ；3.4整理列表軸名功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速傳動比電機軸7.45873.43 9701軸7.234249.28 277.143.52軸7.021274.79 52.595.27滾筒軸6.881249.36 52.591四 V帶傳動的設(shè)計4.1 V帶的基本參數(shù)1）確定計算功率：已知：；查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-8得工況系數(shù)：；則：2）選取V帶型號：根據(jù)、查機械設(shè)計基礎(chǔ)圖13-15選用A型V帶,3）確定大、小帶輪的基準直徑（1）初選小帶輪的基準直徑：；（2）計算大帶輪基準直徑：；圓整取，誤差小于5%，是允許的。4）驗算帶速：帶的速度合適。5）確定V帶的基準長度和傳動中心距：中心距：初選中心距（2）基準長度：對于A型帶選用（3）實際中心距：6）驗算主動輪上的包角：由得主動輪上的包角合適。7）計算V帶的根數(shù)：，查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-3 得：；（2），查表得：；（3）由查表得，包角修正系數(shù)（4）由，與V帶型號A型查表得： 綜上數(shù)據(jù)，得取合適。8）計算預(yù)緊力（初拉力）：根據(jù)帶型A型查機械設(shè)計基礎(chǔ)表13-1得：9）計算作用在軸上的壓軸力：其中為小帶輪的包角。10）V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表：帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)A3.51800中心距（mm）根數(shù)初拉力(N)壓軸力(N)5316240.12801.74.2 帶輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計1）帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料HT200）2）帶輪的結(jié)構(gòu)形式：V帶輪的結(jié)構(gòu)形式與V帶的基準直徑有關(guān)。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結(jié)構(gòu)帶輪。五 齒輪傳動設(shè)計5.1選精度等級、材料和齒數(shù)采用7級精度由表6.1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。選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)，取5.2按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即1） 確定公式各計算數(shù)值（1）試選載荷系數(shù)（2）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（3）小齒輪相對兩支承對稱分布，選取齒寬系數(shù)（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（6）由式6.11計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（7）由圖6.16查得接觸疲勞強度壽命系數(shù) （8）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得（9）計算試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值計算圓周速度v計算齒寬b計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù)齒高計算載荷系數(shù)K根據(jù)，7級精度，查得動載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表6.2查得使用系數(shù).1由表查得查得故載荷系數(shù)（10）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得（11）計算模數(shù)5.3按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的設(shè)計公式為（1）確定公式內(nèi)的計算數(shù)值由圖6.15查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)為S=1.2，由式得計算載荷系數(shù)（2）查取齒形系數(shù)由表6.4查得（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得（4）計算大小齒輪的，并比較 大齒輪的數(shù)據(jù)大（5）設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.87，并就近圓整為標準值m3mm按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)取5.4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距 （3）計算齒寬寬度取B2=90mm, B1=95mm5.5驗算 合適圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：序號名稱符號計算公式及參數(shù)選擇1齒數(shù)Z30，1582模數(shù)m3mm3分度圓直徑4齒頂高5齒根高6全齒高7頂隙8齒頂圓直徑9齒根圓直徑10中心距六 軸及軸承、鍵的設(shè)計6.1 高速軸及軸承、鍵的設(shè)計（1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算1）高速軸上的功率P1,轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1，2）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：該處開有鍵槽故軸徑加大510，且高速軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪處的直徑。??；。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足大帶輪的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6208，故，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度軸肩高度，取，因此，取。(c) 齒輪處由于齒輪分度圓直徑，故采用齒輪軸形式，齒輪寬度B=95mm，齒故取。另考慮到齒輪端面與箱體間距10mm以及兩級齒輪間位置配比，取，。4）軸上零件的周向定位查機械設(shè)計表，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面。（2）強度校核計算1）求作用在軸上的力已知高速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)機械設(shè)計（軸的設(shè)計計算部分未作說明皆查此書）式(10-14)，則2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于6208型深溝球軸承，由手冊中查得a=18mm。因此，軸的支撐跨距為L1=90mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面C是軸的危險截面。先計算出截面C處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F，C截面彎矩M總彎矩扭矩3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。4）鍵的選擇采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 10961979）連接，聯(lián)接大帶輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。6.2低速軸及軸承、鍵的設(shè)計（1）尺寸與結(jié)構(gòu)設(shè)計計算1）低速軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2，2）初步確定軸的最小直徑先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設(shè)計表11.3，取，于是得：該處開有鍵槽故軸徑加大510，且軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，取。按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機械設(shè)計手冊選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為60mm，故取，半聯(lián)軸器長度為，半聯(lián)軸器與軸配合的長度。3）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求2軸段左端需制出軸肩，軸肩高度軸肩高度，取故取2段的直徑，長度。(b) 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。根據(jù)，查機械設(shè)計手冊選取0基本游隙組，標準精度級的深溝球軸承6213，其尺寸為，故，考慮到還需安裝檔油環(huán)取，軸承采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度，取，因此，取。(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則。因三根軸在箱體內(nèi)的長度大致相等，取，。4）軸上零件的周向定位查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面（2）強度校核計算1）求作用在軸上的力已知低速級齒輪的分度圓直徑為，根據(jù)式(10-14)，則2）求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承支點位置時，從手冊中查取a值。對于62,13型深溝球軸承，由手冊中查得a=22mm。因此，軸的支撐跨距為根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險截面。先計算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力FB截面彎矩M總彎矩扭矩3）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。4）鍵的選擇（a）采用圓頭普通平鍵A型（GB/T 10961979）連接，查機械設(shè)計表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面，。齒輪與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是過渡配合保證的，此外選軸的直徑尺寸公差為。七 滾動軸承及鍵的校和計算壽命7.1輸入軸的軸承1）.按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為深溝球軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：Lh29200h由上面的計算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N，2）初步選擇深溝球軸承6208，其基本額定動載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。3）徑向當量動載荷 動載荷為，查得，則有 由式13-5得 滿足要求。7.2 輸入軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸小帶輪處選用單圓頭平鍵，尺寸為2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為鍵的工作長度，合適7.3 輸出軸的軸承（1）選擇的深溝球軸承6213，尺寸為，基本額定動載荷。（2） 當量動載荷前面已求得，軸承1、2受到的徑向載荷為：軸承1、2受到的軸向載荷為：查簡明機械工程手冊-表7.7-39得軸承的當量動載荷為：按機械設(shè)計查得 （3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力驗算。對于滾子軸承，。減速器的預(yù)定壽命 ，合適。7.4輸出軸的鍵1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為 圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。2)校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由機械設(shè)計查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長度，合適，合適八 潤滑與密封8.1潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承；根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤滑。8.2密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封8.3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設(shè)計課程設(shè)計可選用中負載工業(yè)齒輪油N100號潤滑油。九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸1箱座壁厚，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣厚度5箱座底凸緣厚度6地底螺釘直徑，取M207地底螺釘數(shù)目8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 ，取M149箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 取M1010聯(lián)接螺栓的間距12窺視孔蓋螺釘直徑,取M613定位銷直徑14，至外箱壁距離15軸承旁凸臺半徑16凸臺高度17箱體外壁至軸承座端面距離19大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離20齒輪端面與內(nèi)箱壁距離21箱蓋，箱座筋厚 ，22軸承端蓋外徑 23軸承旁聯(lián)接螺栓距離24大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離25箱底至箱底內(nèi)壁的距離26減速器中心高27箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離28軸承端蓋凸緣厚度29軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離30旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離31齒輪頂圓至軸表面的距離參考文獻1機械設(shè)計楊忠志、朱家誠主編，武漢理工大學出版社2機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書第二版 龔溎義主編，高等教育出版社3機械設(shè)計課程設(shè)計手冊第3版，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社4機械精度設(shè)計檢測應(yīng)琴主編，西南交通大學出版社24