PAGE機械設計基礎課程設計計算說明書題目:一級圓柱齒輪減速器設計

目錄一、設計任務書………………1.1機械課程設計的目的…………………1.2設計題目………………1.3設計要求………………1.4原始數據………………1.5設計內容………………二、傳動裝置的總體設計……………………2.1傳動方案………………2.2電動機選擇類型、功率與轉速………2.3確定傳動裝置總傳動比及其分配 …………………2.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩 ………三、傳動零件的設計計算……………………3.1V帶傳動設計……………3.1.1計算功率……………3.1.2帶型選擇……………3.1.3帶輪設計……………3.1.4驗算帶速……………3.1.5確定V帶的傳動中心距和基準長度………………3.1.6包角及其驗算………………………3.1.7帶根數………………3.1.8預緊力計算…………3.1.9壓軸力計算…………3.1.10帶輪的結構…………3.2齒輪傳動設計……………3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數………………3.2.2按齒面接觸疲勞強度或齒根彎曲疲勞強度設計…………………3.2.3按齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度校核…………………3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算…………四、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸………五、軸的設計…………………5.1高速軸設計………………5.1.1選擇軸的材料………………………5.1.2初步估算軸的最小直徑……………5.1.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸……………5.2低速軸設計………………5.2.1選擇軸的材料………………………5.2.2初步估算軸的最小直徑……………5.2.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸……………5.3校核軸的強度……………5.3.1按彎扭合成校核高速軸的強度……………………5.3.2按彎扭合成校核低速軸的強度……………………六、滾動軸承的選擇和計算…………………6.1高速軸上的滾動軸承設計………………6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析…………6.1.2軸承選型與校核……………………6.2低速軸上的滾動軸承設計………………6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析…………6.2.2軸承選型與校核……………………七、聯軸器的選擇和計算………………………7.1聯軸器的計算轉矩………………………7.2許用轉速…………………7.3配合軸徑…………………7.4配合長度…………………八、鍵連接的選擇和強度校核………………8.1高速軸V帶輪用鍵連接…………………8.1.1選用鍵類型…………8.1.2鍵的強度校核………………………8.2低速軸與齒輪用鍵連接…………………8.2.1選用鍵類型…………8.2.2鍵的強度校核………………………8.3低速軸與聯軸器用鍵連接………………8.3.1選用鍵類型…………8.3.2鍵的強度校核………………………九、減速器的潤滑……………9.1齒輪傳動的圓周速度……………………9.2齒輪的潤滑方式與潤滑油選擇…………9.3軸承的潤滑方式與潤滑劑選擇…………十、繪制裝配圖及零件工作圖 ……………十一、設計小結………………十二、參考文獻………………設計任務書機械課程設計的目的課程設計是機械設計基礎課程中的最后一個教學環節，也是第一次對學生進行較全面的機械設計訓練。其目的是：通過課程設計，綜合運用機械設計基礎課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規律，培養分析和解決實際問題的能力。培養機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規范及編寫設計計算說明書等各個環節，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思設計技能等方面得到相應的鍛煉。設計題目設計運送原料的帶式運輸機用的一級圓柱齒輪減速器。設計要求根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計V帶傳動、設計一級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。滾筒及輸送帶效率（含滾動軸承）h=0.96。工作時，載荷有輕微沖擊，產品生產批量為成批生產，允許總傳動比誤差<±4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時。原始數據表1原始數據輸送帶拉力F(N)輸送帶速度v(m/s)輸送帶滾筒直徑D(m)13642.400.24設計內容繪制傳動裝置中一級圓柱齒輪減速器裝配圖一張（A1）。繪制低速軸、大齒輪零件圖二張（建議A3）。編寫設計計算說明書一份。傳動裝置設計2.1傳動方案根據本課程設計要求，采用一般的單級圓柱齒輪(斜齒)傳動方案，其傳動簡圖如下：圖1傳動裝置簡圖2.2電動機選擇類型、功率與轉速1．選擇電動機類型：選用Y系列三相異步電動機。2．選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率傳動裝置的總效率：其中，查《機械設計基礎》表1.2，，V帶傳動的效率，，深溝球軸承的效率，，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8），，彈性聯軸器的效率，，工作機效率，所以：電動機所需功率：查《機械設計基礎》附表K.1，取電動機的額定功率為5.5kW3．選擇電動機的轉速工作機的轉速：V帶傳動比范圍＝2～4，單級圓柱齒輪（閉式，斜齒）傳動比＝3～6，電動機轉速范圍：選擇電動機同步轉速為1500r/min。查附表K.1，取Y系列三相異步電動機的型號為Y132M-4。表2電動機主要參數型號額定功率同步轉速滿載轉速堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y132S-45.5Kw1500r/min1440r/min2.22.2查附表K.2，得電動機得安裝及有關尺寸。表3電動機安裝及有關尺寸主要參數中心高外形尺寸L（AC/2+AD）HD底腳安裝尺寸AB地腳螺栓直徑K軸伸尺寸DE鍵公稱尺寸Fh132475×345×315216×1401238×8010×82.3確定傳動裝置總傳動比及其分配傳動裝置得總傳動比：取單級圓柱齒輪減速器傳動比：；V帶傳動比：2.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩2.4.1．計算各軸的輸入功率電動機軸軸Ⅰ（高速軸）軸Ⅱ（低速軸）24.2．計算各軸的轉速電動機軸=軸Ⅰ軸Ⅱ2.4.3．計算各軸的轉矩電動機軸軸Ⅰ軸Ⅱ2.3.4．上述數據制表如下：表4各級傳動功率、轉速與轉矩參數輸入功率（kW）轉速n（rpm）輸入轉矩T（Nm）傳動比i效率電動機軸3.88144025.732.230.95軸I3.69645.1254.623.380.96軸II3.54191.017.71傳動零件的設計計算V帶傳動設計計算功率Pc，根據《機械設計基礎》149頁表8.3，此處為帶式運輸機，載荷變動小，Y系列三相異步電動機為Ｉ類原動機，每天兩班制工作16小時，選擇工作情況系數＝1.2帶型選擇根據《機械設計基礎》149頁圖8-11，此處功率=4.66kW與小帶輪的轉=1440r/min，選擇A型V帶。帶輪設計dd1、dd2根據《機械設計基礎》151頁表8.5，且帶輪直徑盡量取最大值，所以取小帶輪直徑=112mm，大帶輪的直徑驗算帶速v在5m/s～25m/s之間。故帶的速度合適。確定V帶的傳動中心距a和基準長度Ld初選傳動中心距范圍為：0.7≤≤2，即264.1726，初定=470mm初定V帶的基準長度：根據《機械設計基礎》144頁表8.2，選取帶的基準直徑長度。實際中心距：包角及其驗算1故主動輪上的包角合適。帶根數z由，=112mm，根據《機械設計基礎》151頁表8.5、152表8.6，根據《機械設計基礎》152頁表8.7，根據《機械設計基礎》144頁表8.2，所以取z=4根。預緊力計算F0根據《機械設計基礎》143頁表8.1，q=0.11壓軸力計算FQ帶輪的結構表5帶輪結構尺寸（mm）小帶輪外徑da1大帶輪外徑da2基準寬度bd基準線槽深hamin基準線下槽深hamax槽間距e槽邊距fmin最小輪緣厚min帶輪寬B槽型112250112.7514.3150.396118，256AV帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。直徑較小的小帶輪采用實心式（圖a）；中等直徑的大帶輪采用腹板式（圖b）；圖2V帶大帶輪結構簡圖齒輪傳動設計選擇齒輪類型、材料、精度及參數（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）（2）選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：小齒輪材料取為45號鋼，調質，(GB699-1988)大齒輪材料取為45號鋼，正火，(GB699-1988)（3）選取齒輪為8級的精度（GB10095－1998）（4）初選螺旋角（5）選小齒輪的齒數；大齒輪的齒數=303.38=101，兩齒數互質按齒面接觸疲勞強度設計①確定計算參數式中：根據《機械設計基礎》112頁圖7.26，對小齒輪：;對大齒輪：根據《機械設計基礎》111頁表7.5，軟齒面，取。則，。選用：K，載荷系數，根據《機械設計基礎》108頁表7.4，此處中等沖擊，原動機為電動機，選用K=1.1，齒寬系數，輕型減速器=0.3，高速軸的轉矩，54.6N·mu，齒數比，u=3.38所以圓整取120.0mm②計算模數根據《機械設計基礎》97頁表7.1，取模數標準值③計算中心距圓整取中心距為135④修正螺旋角⑤驗算模數：又因為在8度到20度之間，合適。⑥計算兩齒輪分度圓直徑小齒輪大齒輪⑦計算齒寬小齒輪齒寬（齒輪軸）大齒輪齒寬（大齒輪）按齒根彎曲疲勞強度強度校核，其中，根據《機械設計基礎》111頁表7.5，軟齒面。K=1.2，根據《機械設計基礎》表7.4。，，齒形系數，根據《機械設計基礎》圖7.23。，，彎曲疲勞強度極限，根據《機械設計基礎》110頁圖7.24。所以：均滿足彎曲疲勞強度要求。齒輪傳動的幾何尺寸計算表6齒輪幾何尺寸名稱代號計算公式結果小齒輪大齒輪中心距135傳動比5=101/30法面模數設計和校核得出2.0端面模數2.06端面壓力角αtαt=arctan(tan/cos)法面壓力角標準值螺旋角一般為齒頂高2mm齒根高2.5mm全齒高4.5mm齒數Z30101頂隙cC=—=0.250.625mm0.625mm分度圓直徑61.83mm208.17mm齒頂圓直徑=+265.83mm212.17mm齒根圓直徑dfdf=-2.556.83mm203.17.0mm齒輪寬b45mm50mm螺旋角方向兩輪旋向相反左旋右旋鑄造減速器箱體的主要結構尺寸表7鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果名稱代號尺寸（mm）底座壁厚8箱蓋壁厚18座上部凸緣厚度h013底座下部凸緣厚度h113軸承座連接螺栓凸緣厚度h213底座加強肋厚度e7箱底加強肋厚度e17地腳螺栓直徑d16地腳螺栓數目n6軸承座連接螺栓直徑d212底座與箱蓋連接螺栓直徑d38軸承蓋固定螺釘直徑d48視孔蓋固定螺釘直徑d55軸承蓋螺釘分布直徑D1均為110軸承座凸緣端面直徑D2均為130螺栓孔凸緣的配置尺寸c1、c2、D022,18,30地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸c'1、c'2、D'025,23,45箱體內壁與齒頂圓的距離10箱體內壁與齒輪端面的距離112底座深度H140底座高度H1150箱蓋高度H2124外箱壁至軸承座端面距離l150箱底內壁橫向寬度L1343其他圓角R0、r1、r218,3,13軸承蓋凸緣厚度t10軸的設計高速軸設計選擇軸的材料選取45號鋼，調質，HBS＝250根據《機械設計基礎》177頁。初步估算軸的最小直徑根據《機械設計基礎》183頁表10.2，取C=110，軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸(1)初定軸徑根據19.67mm，考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑，根據密封件的小尺寸，取密封處軸徑d=38mm，取軸肩直徑d=48mm，選取裝軸承處的軸徑為，取齒輪處軸徑d=65.83.mm。(2)軸向尺寸兩軸承支點間的距離：，式中：，小齒輪齒寬，，箱體內壁與小齒輪端面的間隙，，箱體內壁與軸承端面的距離，，軸承寬度，選取70308AC角接觸球軸承，B=23mm根據《設計基礎》187頁，解得，帶輪對稱線到軸承支點的距離：式中：，軸承蓋高度(ｔ，軸承蓋凸緣厚度，ｔ=1.2d4=9.6mm，取10mm)，螺栓頭端面至帶輪端面的距離，，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得k=5.3，帶輪寬度解得，低速軸設計選擇軸的材料選擇45號鋼，正火，HBS=250初步估算軸的最小直徑根據《機械設計基礎》183頁表10.2，取C=110，軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸初定軸徑及軸向尺寸：考慮聯軸器的結構要求及軸的剛度，所以直徑應增大5%，，取裝聯軸器處軸。由工作情況查表16.1取聯軸器工作情況系數KA=1.5得根據《機械設計課程設計》附表J.7。彈性套柱銷聯軸器處軸徑取40mm。聯軸器長度L=65mm。按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑d=50mm，初選軸承型號為7210AC角接觸球軸承。D=90，B=20。低速軸軸承間尺寸為：聯軸器配合對稱線至軸承支點的距離式中：，軸承蓋的凸緣厚度，，螺栓頭端面至聯軸器端面的距離，16.7mm，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得k=5.3L0，聯軸器配合長度，-兩軸在減速箱中的裝配簡圖圖3兩軸在減速箱中的裝配簡圖校核軸的強度按彎扭合成校核高速軸的強度對小齒輪受力分析圓周力：徑向力：軸向力：（1）水平平面支反力水平面：（2）垂直平面支反力得：Q，傳動帶作用在軸上的壓力，Ｑ=939.6N（3）水平平面彎矩（4）垂直平面彎矩（5）合成彎矩（6）扭矩T1=54625Nmm（7）計算彎矩當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數，則：繪制彎矩、扭矩圖圖4高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限，對稱循環變應力時的許用應力。由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為：D剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：均滿足強度要求。按彎扭合成校核低速軸的強度對大齒輪受力分析圓周力：徑向力：軸向力：（1）水平平面支反力（2）垂直平面支反力得：水平平面彎矩（4）垂直平面彎矩（5）合成彎矩（6）扭矩T2=177093Nmm（7）計算彎矩當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數，則：繪制彎矩、扭矩圖圖5低速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限，對稱循環變應力時許用應力。由彎矩圖可以知道，C1剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為：D剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：均滿足強度要求。滾動軸承的選擇和計算高速軸上的滾動軸承設計軸上徑向、軸向載荷分析外部軸向力：軸承選型與校核軸承選型與安裝方式減速器為斜齒圓柱齒輪,中等載荷沖擊,軸向沖擊小,剛性較好，轉速不高，故選用角接觸球軸承,由軸的尺寸,初定高速軸軸承型號7308AC,低速軸上軸承型號7210AC。軸承內部軸向力與軸承載荷計算軸承A的徑向載荷、內部軸向力A1根據《機械設計基礎》219頁表12.12，S=0.7RSA0.71637.72N軸承B的徑向載荷、內部軸向力A2：SB0.7733.74N因為SAFa=1197.7N＞SB所以軸承2壓緊A2=SAFa=1197.7N而A1=SA=1637.72N軸承當量載荷查表12.11可得X1=X2=0.41，Y1=Y2=0.87，故徑向當量動載荷為由此可見，軸承A的載荷大，應該驗算軸承A。（4）軸承壽命校核因兩端選擇同樣尺寸的軸承，選軸承A的徑向當量動載荷(=)為計算依據。工作溫度正常，查根據《機械設計課程》217頁表12.8得，按輕微沖擊載荷，查表12.9得，按設計要求，軸承得壽命為：則：＞選取得軸承合適。低速軸上的滾動軸承設計軸上徑向、軸向載荷分析外部軸向力：軸承選型與校核軸承選型與安裝方式7210AC型角接觸球軸承（每根軸上安裝一對）Cr=31.5kN，Co=25.2kN軸承內部軸向力與軸承載荷計算根據《機械設計基礎》219頁表12.12，S=0.7RSA0.7597.2N軸承B的徑向載荷：SB0.7772.2N因為SAFa=173.55N＜SB所以軸承1壓緊A2=Sb=772.2N而A1=SB+Fa=1195.85N（3）軸承當量載荷徑向當量動載荷，根據218頁表12.11，e=0.68而查表12.11可得X1=X2=0.41，Y1=Y2=0.87，故徑向當量動載荷為由此可見，軸承A的載荷大，應該驗算軸承A。（4）軸承壽命校核因兩端選擇同樣尺寸的軸承，選軸承A的徑向當量動載荷(=)為計算依據。工作溫度正常，查根據《機械設計課程》217頁表12.8得，按輕微沖擊載荷，查表12.9得，按設計要求，軸承得壽命為：則：＞選取得軸承合適。表8滾動軸承參數參數軸承型號基本額定動載荷（N）高速軸軸承7308AC30500低速軸軸承7210AC25200聯軸器的選擇和計算聯軸器的計算轉矩由工作情況查表16.1取聯軸器工作情況系數KA=1.5得許用轉速根據工作條件，選用彈性套柱銷聯軸器TL7，根據《機械設計課程設計》附表J.2，許用轉矩，許用轉速配合軸徑根據《機械設計課程設計》附表J.2，配合軸徑配合長度根據《機械設計課程設計》附表J.2，配合長度L=65mm表9聯軸器參數聯軸器型號許用轉矩許用轉速配合軸徑配合長度TL750036004065鍵連接的選擇和強度校核高速軸V帶輪用鍵連接選用鍵類型因該連接是軸端跟輪轂聯接，故選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=30mm，及帶輪寬。根據《機械設計課程設計》256頁表14.1，選擇A1056（GB/T1096-2003）鍵的強度校核鍵的材料選為45號鋼。因v<25m/s；V帶輪材料為鑄鐵HT200。根據《機械課程設計》256頁表14.2，載荷輕微沖擊，鍵聯接得許用應力，鍵的工作長度，擠壓應力滿足強度要求。低速軸齒輪用鍵連接選用鍵類型選用圓頭普通平鍵（A型）取齒輪處軸徑d=55mm，輪轂長。根據表14.1，選鍵A1240（GB/T1096-2003）鍵的強度校核鍵材料選用45號鋼，齒輪材料為45號鋼，查表得許用應力，鍵的工作長度，擠壓應力滿足強度要求。低速軸聯軸器用鍵連接選用鍵類型選圓頭普通平鍵（A型）軸徑40mm，聯軸器半長65