1、PAGE- 25 - / NUMPAGES27題目： 單級圓柱減速器 課程設計 姓 名： 學 號： 專業： 交流生 班級： 交流 指導教師： 完成時間： Time yyyy年M月d日2020年12月5日 目 錄TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc4870 一、 設計任務書 PAGEREF _Toc4870 1 HYPERLINK l _Toc17558 二、 機械傳動裝置的總體設計 PAGEREF _Toc17558 1 HYPERLINK l _Toc3277 三、 計算V帶傳動4 HYPERLINK l _Toc13729 四、 齒輪的計算7 HYPERLINK

2、 l _Toc11823 五、 軸的初步計算 PAGEREF _Toc11823 11 HYPERLINK l _Toc9817 六、 軸承的計算與選擇 PAGEREF _Toc9817 18 HYPERLINK l _Toc25012 七、 鍵的選擇與驗算 PAGEREF _Toc25012 21 HYPERLINK l _Toc15527 八、 聯軸器的選擇 PAGEREF _Toc15527 23 HYPERLINK l _Toc27379 九、 潤滑與密封設計 PAGEREF _Toc27379 23 HYPERLINK l _Toc12306 十、 相關參數的驗證與誤差分析 PAGE

3、REF _Toc12306 24 HYPERLINK l _Toc2144 十一、 箱體的機構設計 PAGEREF _Toc2144 25 HYPERLINK l _Toc361 十二、 參考資料 PAGEREF _Toc361 2 HYPERLINK l _Toc3294 設計任務書原料車間一運送飲料的帶式輸運機，由電動機經一級減速傳動裝置帶動，該減速傳動裝置系由單機齒輪減速器配合其他傳動件組成。該帶式運輸機折合每日兩班制工作，工作期限5年。設計參數如下:運輸帶主動鼓輪軸輸入端轉矩 Tw=500 Nm 主動鼓輪直徑 D=350 mm運輸帶工作速度 Vw=1.5 m/s HYPERLINK l

4、 _Toc26481 機械傳動裝置的總體設計確定傳動方案Pw=4.285Kw選擇電動機工作機的轉速nW=60Vw1000/D=601.51000/（350）=81.851r/min工作機的輸入功率Pw=TWnW/9550 kw=50081.851/9550=4.285 kw電動機所需的輸出功率P0Po=Pw/(kw)Nw=86.398 r/min =0.811(7級精度)Po=5.44Kwnm=1440 r/min =0.95 0.980.910.9930.994=0.802查課設表2-2 =0.97（選7級精度（稀油潤滑）圓柱齒輪傳動）=0.95 （V帶傳動）=0.91（開式滾子鏈） =0.

5、993（ 2個彈性聯軸器（運送飲料的帶式運輸機，每日兩班工作，5年，而非金屬壽命短）=0.99 （ 4個滾子軸承轉速較高，旋轉精度高） 選擇電動機 查課設表2-3選電動機主要參數：電動機型號額定功率(kW)設計功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132-45.50 5.10 1500 14402.2 2.2總傳動比的確定與分配總傳動比i總=17.593i帶=2.000i齒=4.000i鏈=2.199傳動比的分配查課設表取i鏈=2.199，得i齒=4.000，則i帶= i/（i齒i鏈）=17.593/（2.199*4.000）=2.000

6、確定各軸的功率、轉矩和轉速各軸輸入功率Po=5.297KwPI=5.032KwPII=4.882KwNo=1440 r/minNI=720r/minNII=180r/minT0=35.129 NmT1=66.744 NmT2=259.017 Nm電動機軸 軸(減速器高速軸)軸(減速器低速軸) 各軸轉速電動機軸軸軸各軸轉矩電動機軸 軸軸把上述計算結果列于下表:輸入功率kw轉速n (r/min)輸入轉矩T Nm電動機軸5.297144035.129軸5.03272066.744軸4.882180259.017 HYPERLINK l _Toc10790 計算V帶傳動確定計算功率根據V帶工作條件,由

7、表13-6選工作情況系數 所以選擇帶的型號根據Pc與小帶輪轉速n,由圖13-12,選用A型普通V帶。確定帶輪的基準直徑d1和d2選擇小帶輪基準直徑d1dd1=112mmdd2=220mm EMBED Equation.KSEE3 * MERGEFORMAT 根據圖13-12與表13-7，在A型V帶的帶輪基準直徑圍112140mm中選取小帶輪基準直徑選擇大帶輪基準直徑d2查表13-7取標準值驗證帶速 帶速在525 m/s圍,故帶輪的基準直徑選取合適。確定中心距和帶長初步確定中心距故初定中心距初定V帶基準長度根據初定的帶長,查表13-2選取相近的基準長度:Ld=1400mma=435.603mm=

8、165.807.近似計算實際所需中心距 2驗算小帶輪包角故主動輪上包角合適2。確定V帶的根數查表13-5得A型普通V帶查表13-8得A型普通V帶根據表13-9選取傳動比系數則功率增量為查表13-10得查表13-2得因為 所以帶的根數為Z=4計算緊力Fo由表13-1查得 q=0.1kg/mo=158.060N計算作用在軸上的壓軸力 NZ=4B=65mm確定大帶輪的結構參數結果參數結果Pc6.3564KW112mm220mm8.445 m/s436mmZ4根 158.06N1198.378N HYPERLINK l _Toc26283 齒輪的計算選擇齒輪類型、材料和精度結構：選用閉式斜齒圓柱齒輪材

9、料：小齒輪選用45鋼，調質處理230HBS大齒輪選用45鋼，正火處理200HBSZ1=26Z2=104精度：7級精度 齒數：小齒輪齒數Z1=26 大齒輪齒數Z2=*Z1104螺旋角：12 （假定）按接觸疲勞強度計算小齒輪轉矩確定載荷系數由于載荷平穩 查表11-4 取齒輪7級精度，調質處理，查表11-5取（初設） 對稱布置，軸剛性大，軟齒面查表11-8取查表11-9取查圖11-7取K=1.69則該斜齒圓柱齒輪傳動的載荷系數K為確定彈性系數Ze 、節點區域系數Zh、重合度系數Z和螺旋角系數 Z鋼對鑄鋼的彈性系數查表11-6的；查圖11-9得節點區域系數ZH=2.45；重合度系數其中，對斜齒輪可取X

10、=0.9, 由此可得;螺旋角系數計算許用接觸應力H 因大齒輪接觸疲勞強度較差，所以接觸疲勞強度只要按大齒輪計算。 大齒輪45鋼，由圖11-10取Hlim2=530MPa 查表11-7，定失效概率為1%得SH=1。 所以大齒輪許用接觸應力為H2=530/1=530MPa計算小齒輪分度圓直徑mn=2.0mm驗證速度 與初設v3m/s相符。確定傳動尺寸確定模數 按標準取確定中心距 中心距應圓整成整數，取確定螺旋角d1=53.200mmd2=212.800mmb2=55mmb1=60mm確定分度圓直徑d1、d2確定齒寬b1、b2 取, 彎曲疲勞強度計算確定齒形系數YFa、應力修正系數Ysa 、重合度系

11、數Y 與螺旋角系數Y齒輪當量齒數： 大齒輪當量齒數：查圖11-12、圖11-13得 重合度為： X=0.9 重合度系數為 螺旋角系數2)確定許用彎曲應力F小齒輪為45鋼調制230HBS，查圖11-14得Flim1=420MPa;大齒輪為45鋼正火200HBS，查圖11-14得Flim2=400Mpa因查圖11-15，可取尺寸系數YX=1.0；設失效概率為1%,查表11-7得安全系數SF=1。計算許用彎曲應力 F1= Flim1YX/SF=(4201/1)MPa=420MPa F2= Flim2YX/SF=(4001/1)MPa=400MPa3)驗算彎曲疲勞強度 所以對齒輪傳動彎曲疲勞強度已足夠

12、。 綜上所述 齒輪參數為材料模數齒數齒面硬度齒輪45鋼2mm26230HBS齒輪45鋼2mm104200HBS分度螺旋角齒旋向齒寬分度圓直徑齒輪右旋60mm53.200mm齒輪左旋55mm212.800mm齒頂圓直徑中心距精度等級齒根圓直徑齒輪57.200mm133mm748.200齒輪216.800207.800 HYPERLINK l _Toc28508 軸的初步計算高速軸的設計選擇軸的材料選用45號鋼，正火處理查表15-1 HBS=210，b=600Mpa,查圖15-31b=55Mpa，0b=95Mpa初定軸向尺寸和軸上載荷的作用位置箱體軸承座凸緣寬度F=52mm箱齒寬端面至箱壁距離a=

13、12mm軸承端面到箱壁的距離D=14mm大帶輪端面至軸承端面螺釘的距離K=20mm軸承端蓋螺釘頭厚度H=6mm軸承端蓋凸緣厚度G=10mm軸承寬度E=20mm大帶輪寬度M=65mmL總=271mmL=130mmX=98.5mm軸長=20+13+2*12+53+10+6+20+65+60=271mm軸支撐跨距：帶輪寬度中心到臨近軸承寬度中心的距離：=（52-14-20/2+10+5+65/2+20）mm=94.5mm軸的受力分析Ft1=2509NFa1=542.098NFr1=934.273N做水平面的受力簡圖(a)= 求支座反力對A點有：對B點有：因此： 做平面彎矩圖(b)MHB左=118.0

14、20NmMHC左=82.164NmMHC右=96.584Nm截面左處的彎矩為: 截面C處左側彎矩為： 截面C處右側彎矩為：做垂直面受力圖(c)做垂直面彎矩圖(d)截面處的彎矩：MVC=-81.5425N.mMC左= 116.465N.mMC左= 126.403N.m做合成彎矩圖(e)截面C左側合成彎矩： 截面C右側合成彎矩：做轉矩圖(f)做當量彎矩圖(g) 因單向傳動，可認為轉矩為脈動循環變化，故校正系數則危險面處的當量彎矩為 危險截面C左處的當量彎矩為：危險截面C右處的當量彎矩為： 危險截面D處的當量彎矩為：計算危險截面處的軸徑截面D處直徑 截面處直徑 截面C處直徑因D、C處各有一個鍵槽，故

15、應直徑放大5%，即dD20.111mmdC29.877mmdB29.672mm 為了便于軸承安裝，軸頸處直徑同步放大5%，即 低速軸的設計選擇軸的材料選用45號鋼，正火處理查表15-1HBS=210，b=600Mpa,查圖15-31b=55Mpa，0b=95MpaFt2=2434.370NFa2=525.973NFr2=906.484N軸的受力分析做水平面的受力簡圖1=求支座反力 對A點有：對B點有：MHC右=-1.479NmMHC左=-57.443Nm因此： 做平面彎矩圖2 截面C右處的彎矩為: 截面C左處的彎矩為:MVC=79.117NmMC左=97.771NmMC右=79.131Nm做垂

16、直面受力圖3做垂直面彎矩圖4 截面處的彎矩：做合成彎矩圖5 截面C左側合成彎矩： 截面C右側合成彎矩：做轉矩圖6做當量彎矩圖7 因單向傳動，可認為轉矩為脈動循環變化，故校正系數則危險面處的當量彎矩為 危險截面C右處的當量彎矩為： 危險截面C左處的當量彎矩為： 危險截面D處的當量彎矩為：計算危險截面處的軸徑 截面D處直徑 截面B處直徑 截面C處直徑dD31.079mmdC32.705mmdB31.079mm因C、D處各有一個鍵槽，故應直徑放大5%，即 為了便于軸承安裝，軸頸處直徑同步放大5%，即 HYPERLINK l _Toc30200 軸承的計算與選擇高速軸軸承的設計軸的受力分析軸向力：=5

17、42.098N 徑向力： 2.確定軸承型號 選7000AC型軸承，（=25），采用正裝。 由機械設計基礎表17-8得7000AC型軸承的e=0.68。軸承受力圖如下：計算當量動負荷部軸向力為： 故： 計算徑向當量動負荷 由于,所以應以軸承2的徑向當量動負荷作為計算依據。計算所需的徑向基本額定動負荷上式中： = 1 * GB3 * MERGEFORMAT 原動機為電動機，工作機為帶式運輸機，故為輕微沖擊負荷，查機械設計基礎表17-6取負荷系數。 = 2 * GB3 * MERGEFORMAT 工作溫度正常，查機械設計基礎表17-5溫度系數取 = 3 * GB3 * MERGEFORMAT 機器每

18、天工作16h由機械設計基礎表17-7取軸承預期壽命 = 4 * GB3 * MERGEFORMAT =720r/min故有C/r1=23.5KN選擇軸承型號由機械設計手冊表5-4查得7208AC型軸承的徑向基本額定動負荷因，故所選7208AC型軸承符合設計要求基本尺寸：=35.2kN， 軸承的徑d=40mm， 軸承的外徑D=80mm， 軸承的寬度B=18mm， 低速軸軸承的設計軸的受力分析軸向力：=525.973N 徑向力： 2.確定軸承型號 選70000AC型軸承，（=25），采用正裝。 由機械設計基礎表17-8得7000AC型軸承的e=0.68。軸承受力圖如下：計算當量動負荷部軸向力為：

19、故： 計算徑向當量動負荷由于,所以應以軸承1的徑向當量動負荷作為計算依據。計算所需的徑向基本額定動負荷上式中： = 1 * GB3 * MERGEFORMAT 原動機為電動機，工作機為帶式運輸機，故為輕微沖擊負荷，查機械設計基礎表17-6取負荷系數。 = 2 * GB3 * MERGEFORMAT 工作溫度正常，查機械設計基礎表17-5溫度系數取 = 3 * GB3 * MERGEFORMAT 機器每天工作16h由機械設計基礎表17-7取軸承預期壽命 = 4 * GB3 * MERGEFORMAT =720r/min故有C/r1=19.6KN選擇軸承型號由機械設計手冊表5-4查得7208AC型

20、軸承的徑向基本額定動負荷因，故所選7208AC型軸承符合設計要求基本尺寸：=kN， 軸承的徑d=40mm， 軸承的外徑D=80mm， 軸承的寬度B=18mm，計算結果匯總：結果高速軸7208AC低速軸7208AC HYPERLINK l _Toc11717 鍵的選擇與驗算高速軸與大帶輪的鍵連接 選擇類型、材料、尺寸選擇 A型普通平鍵，材料用45鋼L=50mmGB1096-90 由第三章V帶的設計與帶輪的結構設計可知， 帶輪寬B=65mm，輪轂長l=(1.5-2)d,取l=56mm 故鍵長為 L=l-(5-10)mm,取L=50mm 強度校核 材料為45鋼，輕微沖擊，查表10-11得許用擠壓應力

21、 故選符合實際情況。軸 = 1 * ROMAN * MERGEFORMAT I齒輪鍵的選擇和計算齒根圓直徑為48.200mm，軸的直徑為43mm， 查表10-10得：， 對應t1=3.2 齒根圓至鍵槽頂面的徑向距離故該處設計成齒輪軸，不用鍵連接。軸 = 2 * ROMAN * MERGEFORMAT II齒輪鍵的選擇和計算 選擇類型、材料、尺寸選擇 A型普通平鍵，材料用45鋼L=54mmGB1096-90 大齒輪寬b=55mm 輪轂寬L=61mm 故鍵長為L=61-（5-10）mm 取L=54mm 由第五章軸的設計可知，該處軸的直徑定為d=48mm,根據以上數據選擇鍵型。 由機械設計課程設計查

22、表5-1 選擇A型普通平材料為45鋼強度校核 材料為45鋼，輕微沖擊，查表10-11得 故選符合實際情況。低速軸與聯軸器的鍵連接 選擇類型、材料、尺寸 因使用聯軸器，所以選擇 C型鍵，材料用45鋼L=50mmb=10mm h=8mmGB1096-79 由于帶輪處軸徑d在3048mm之間,查機械設計基礎表10-10得 b=2R=10mm,h=8mm因為B=60mm 鍵長=轂長-（5-10）mm=50mm實際工作長度l=L-b=40mm強度校核 材料為45鋼，輕微沖擊，查表10-11得許用擠壓應力 故選符合實際情況。 HYPERLINK l _Toc23148 聯軸器的選擇）選類型考慮到轉速較低，

23、傳遞功率不大，安裝時不易保證完全同軸線，故選用彈性柱銷式聯軸器。）計算轉矩對于轉矩變化小的運輸機，原動機為電動機，查機械設計基礎表18-1取工作情況系數 則選型號 參考機械設計常用標準表6-4按GB5014-2003，選擇聯軸器型號為LX3，選擇J型孔，A型鍵，軸的直徑為d=35mm,孔長60mm HYPERLINK l _Toc29568 潤滑與密封設計 潤滑 1）齒輪傳動的潤滑 齒輪圓周速度小于12m/s，故采用浸油潤滑。油潤滑具有冷卻、散熱、吸收振動和降低噪音的作用。潤滑油牌號：按GB5903-86選擇150號潤滑油。 用量：最低浸潤大齒輪10mm，最高比最低液面高7mm。2）角接觸球軸

24、承的潤滑油潤滑的效果比脂潤滑要好，但考慮軸承轉速較低，工作溫度為正常溫度，溫度不高，該減速器設計中采用脂潤滑。脂潤滑具有易于密封，結構簡單，維護方便，較長時間無需補充潤滑劑的優點。潤滑脂牌號：按GB7324-87，選擇ZL-3型潤滑。用量：填充軸承空隙的1/3-1/2.密封 ）軸承密封軸伸出端采用氈圈密封形式和尺寸參考機械設計課程設計表6-31軸承靠箱體側用封油環密封 ）箱體接合面密封 EQ oac(,)箱蓋與箱座接合面上涂密封膠或水玻璃。 EQ oac(,)軸承端蓋與箱體接觸面處采用一組調整墊片進行密封，檢查孔蓋處采用墊片進行密封，放油螺塞處采用墊圈進行密封。相關參數的驗證與誤差分析 確定精確傳動比與誤差分析精確傳動比 齒輪設計傳動比 i齒 =4.000 齒輪傳動比 帶傳動傳動比 實際傳動比 傳動比的誤差.%符合要求誤差分析傳動比誤差為符合設計誤差的要求。 軸長的誤差分析 根據最終裝配圖測量計算的軸I總長為軸長的誤差0.783%符合要求 軸長的誤差符合設計誤差的要求。 HYPERLINK l _Toc14746 箱體的機構設計由機械設計課程設計（P34P3）得減速器鑄鐵箱體的結