单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计（含全套CAD图纸） .pdf

1 任务书 设计题目 单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计 原始数据 f 1300n f 输送带拉力 v 1 55m s v 输送带速度 d 250mm d 滚筒直径 设计工作量 设计说明书一份 二张主要零件图 cad 零号装配图一张 工作要求 使用年限 8 年 工作为 24 小时工作制 传动工作年限 8 年 载荷平稳 环境清洁 运输带速度允许误为 5 运动简图 见附图 2 前言 分析和拟定传动方案 机器通常由原动机 传动装置和工作装置三部分组成 传动装置用来传递原动机 的运动和动力 变换其运形式以满足工作装置的需要 是机器的重要组成部分 传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能 重量和成本 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求 同一种运动可以有几种不同的 传动方案来实现 这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较 从而选择 出最符合实际情况的 一种方案 合理的传动方案除了满足工作装置的功能外 还要求结构简单 制造方便 成本低廉 传动效率高和使用维护方便 所以拟定一个合理的传动方案 除了应综合考虑工作装置的载荷 运动及机器的 其他要求外 还应熟悉各种传动机构的特点 以便选择一个合适的传动机构 因 链传动承载能力低 在传递相同扭矩时 结构尺寸较其他形式大 但传动平稳 能缓冲吸振 宜布置在传动系统的高速级 以降低传递的转矩 减小链传动的结 构尺寸 故本文在选取传动方案时 采用链传动 众所周知 链式输送机的传动装置由电动机 链 减速器 联轴器 滚筒五部分 组成 而减速器又由轴 轴承 齿轮 箱体四部分组成 所以 如果要设计链式 输送机的传动装置 必须先合理选择它各组成部分 下面我们将一一进行选择 3 目录目录 前言 1 一 传动方案拟定 3 二 电动机的选择 3 三 计算总传动比及分配各级的传动比 3 四 运动参数及动力参数计算 3 五 传动零件的设计计算 4 1 皮带轮传动的设计计算 4 2 齿轮传动的设计计算及校核 5 六 轴的设计计算及校核 10 1 输入轴的设计计算及校核 10 2 输出轴的设计计算及校核 13 七 滚动轴承的选择及校核计算 15 八 键联接的选择及计算校核 17 设计小结 19 参考资料 19 4 一 一 传动方案拟定传动方案拟定 1 工作条件 使用年限 8 年 工作为 24 小时工作制 传动 工作年限 8 年 载荷平稳 环境清洁 运输带速度允许误为 5 2 原始数据 运输带曳引力 f 1300n 带速 v 1 55m s 滚筒直径 d 250mm 二 二 电动机选择电动机选择 1 电动机类型的选择 y 系列三相异步电动机 2 电动机功率选择 1 传动装置的总功率 总 联 2 滚 齿 搅 带 0 99 0 98 2 0 97 0 96 0 96 0 85 2 电机所需的工作功率 pd fw 总 2 09 0 88 2 5kw 3 确定电动机转速 查表得 950 转 4 确定电动机型号 kw 5 2 w 总 p p d 根据 d cd p p d cd p p 选用的电 动机类型 所需的额定功率及同步转速 选定电动机型号为 yzr132m2 6 其主要性能 额定功率 2 5kw 满载转速 950r min 三 三 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 传送带转速 ni 1000 60 v d 1000 60 1 55 3 14 250 118 47 r min 计算滚筒转速 n 筒 60 1000 3 14 250 118 47 1 55r min 1 总传动比 8 01 1 n n m 总 i 初选取 3 带 i i 齿 总 i 带 i 2 67 f 1300n v 1 55mm d 250mm 总 0 85 pd 2 5kwp 电动机型号为 yzr132n2 6 n 筒 1 55r min 01 8 总 i 5 四 四 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 1 计算各轴转速 r min nm n 电机 950r min ni nm i 带 950 3 316 67 r min nii ni i 齿 316 67 2 67 118 60 r min 2 计算各轴的功率 kw pd 2 46 kw pi pd 带 2 46 0 96 2 36 kw pii pi 齿 滚 2 36 0 97 0 98 2 24 kw 3 计算各轴扭矩 n mm td 9 55 10 6 pd nm 9 55 10 6 2 46 950 24 729n m ti td i 带 带 24 729 3 0 96 71 219n m tii ti i 齿 滚 齿 71 219 2 67 0 98 0 97 180 761n m 4 速度偏差 实际带速 55 1 60 1000 6 118 250 14 3 60 1000 dn v 速度偏差 0 100 55 1 55 1 55 1 120 0 适用 5 确定带的根数 根据课本 p98 表 17 3 p1 0 97kw 根据课本 p101 表 17 7 p1 0 11kw 根据课本 p102 表 17 8 k 0 96 根据课本 p102 表 17 9 kl 1 01 由课本 p101 式 17 23 得 z pc p1 p1 k kl 2 952 0 97 0 11 0 96 1 01 2 819 根 6 初拉力 由课本 p103 表 17 1 查得 q 0 2kg m 由式 17 24 计算 v 带的初拉力 f0 500pc zv 2 5 k 1 qv 2 500 2 952 4 972 3 2 5 0 96 1 0 11 4 972 2 n 161 515n 则作用在轴承的载荷 fq 由课本 p104 式 17 25 fq 2zf0sin 1 2 2 3 162sin160 2 949 708n 2 齿轮传动的设计计算及校核 a 型 v 带 pc 2 952 kw d 电 100mm d 1 300mm v 4 972m s 280mm a0 800mm 取 a0 500 mm ld 1800mm 取 a 576 mm 1 160 0 取 z 3 根 取 f0 162 n fq 949 708 n 7 1 选择齿轮材料 确定许用弯曲应力 f 齿轮采用硬齿面 小齿轮选用 40cr 表面流传火 齿面硬度为 48 55hbs 大齿轮选用 45 钢表面粹火 齿面硬度 40 50hbs 平均取齿面硬度为 50hrc 总工作时间 th 由已知得 th 8 24 365 70080 由课本 p141 式 18 17 表 18 10 计算弯曲循环次数 nf1 60n1rth 60 316 67 1 70080 1 33 10 9 nf2 nf1 i 1 33 10 9 2 67 4 98 10 8 由图 18 25 取寿命系数 yn1 yn2 1 2 弯曲疲劳极限 hlim 由图 18 8a 知 hlim1 hlim2 350mpa 3 尺寸系数率 估计模数 mn b f k t a 查表 18 8 取齿间系数 4 1 706 1 08 14 cos 604 1 cos 2 2 b a fa ha k k 计算 f h k k 由式 18 8 18 9 149 2 2 1 706 1 05 1 1 k k k k k k ha v a f h 由 齿根 抗 弯曲 疲劳 强 度得 模数 n m 0083 0 0092 0 2 2 2 1 1 1 f y y f y y sa fa sa fa 由式 18 31 知 2 cos 2 3 1 1 1 2 1 2 1 y y y y z t k m sa fa f d f n 取标准值模数 5 2 n m 11 确定主要参数 中心距 0 a 初算中心距 85 95 93 1 74 5 2 cos 2 2 1 0 z z m a n 691 0 y 875 0 y 1 a y 08 1 v k 2 1 k 2848 1 t f 706 1 ha k 149 2 f h k k 5 2 n m 10 圆整取中心距 mm a 96 0 螺旋角 满足几何条件的螺旋角 9 4 8 1 3 15 192 5 2 74 cos 2 cos 2 1 ar a m z z ar n 与初选相差不大 则螺旋角 9 4 8 1 3 15 实际齿数比 7 2 20 54 1 2 z z 验算传动比误差 1 1 100 67 2 67 2 7 2 齿 齿 满足要求 计算分度圆直径 2 1 d d 52 cos 1 1 n m z d mm 与 初 选 1 d 值 本 差 不 大 mm m z d n 140 cos 2 2 齿轮宽度 2 1 b b 取大齿轮齿 mm b b 26 52 5 0 1 小齿轮齿宽 mm b 30 2 齿顶高系数 5 2 5 2 1 u an a m h h 齿底高系数 125 3 u n an f m c h h 小齿 齿顶圆直径 57 5 52 2 1 a a h d d 齿底圆直径 75 45 25 6 52 2 1 f a h d d 大齿 齿顶圆直径 145 5 140 2 2 a a h d d 齿底圆直径 75 133 25 6 140 2 2 f a h d d 12 齿面接触疲劳强度验算 弹性系数查表 18 9 a e mp z 190 mm a 96 0 9 4 8 1 3 15 7 2 mm d 52 1 mm d 140 2 mm b 26 1 mm b 30 2 a h 2 5 f h 3 125 a d 57 a d 45 75 a d 145 a d 133 75 11 节点区域系数查图 18 20 42 2 h z 重合度系数 z 由式 18 28 789 0 1 a z 螺旋角系数 z 由式 18 27 98 0 cos z 校核齿面接触疲劳强度由式 18 26 得 15 741 7 2 52 26 1 7 2 10 12 7 149 2 2 5 355 1 2 1 1 2 4 2 1 1 1 h a h h e h mp d b t k z z z z 46 256 1 2 2 2 2 2 2 1 h a h h e h mp d b t k z z z z 齿面接触强度足够 13 主要参数 v v 带型号带型号 a 型v带 z1z1 20 皮带根数皮带根数 3 根 z2z2 54 带轮中心距带轮中心距 576 齿轮中心距齿轮中心距 96 大带轮直径大带轮直径 300 d1d1 52 小带轮直径小带轮直径 100 d2d2 140 模数模数 2 5 螺旋角螺旋角 15 52 度 六 六 轴的设计计算 轴的设计计算 1 1 输入轴的设计计算输入轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255hbs 根据课本 p191 20 3 式 并查表 20 3 取 110 c mm n p c d 49 21 3 1 考虑有键槽 将直径增大 5 则 mm d 56 22 5 1 49 21 1 取标准值 mm d 25 1 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央 相对两轴承对 a e mp z 190 42 2 h z 789 0 z 98 0 z a h mp 45 741 1 a h mp 46 256 2 110 c 12 称分布 齿轮左面由轴肩定位 右面用套筒轴向固定 联 接以平键作过渡配合固定 两轴承分别以轴肩和大筒定位 则采用过渡配合固定 2 确定轴各段直径 参考书 mm mm d h 75 3 75 2 2 1 07 0 1 取 5 3 h mm h d d 32 2 1 2 轴段 为轴颈 其直径应符合轴承内径标准 且因轴段 间的轴肩是为便于安拆设计的 故不宜比 2 d 大太多 初选 用 6007 型深沟球轴承 其内径为 mm d 35 3 宽度为 14mm 轴段 形成的轴肩为滚动轴承的定位轴肩 轴肩高度 应根据轴承型号安轴承标准规定的尺寸确定 mm d 41 4 mm d d 35 3 7 轴段 是为齿轮拆装方便不宜过大区标准值 mm d 38 6 轴段 为周环 应按定位轴肩 考虑轴肩高度 h h 0 07 d6 1 2 4 则 d5 d6 2h 46mm 3 确定各轴段长度 参考书 轴段 的长度取决于代轮轮毂的宽度 由表 26 1 通用尺 寸知 l 1 5 2 d1 37 5 50 l1 取 38mm l2 有给定的位置尺寸确定 l2 40mm l3 与轴承宽度 b 决定 l3 14mm l5 可按轴环的经验尺寸确定 l5 1 4h 4 9 取 6 l4 15 7 8 l6 与齿轮长度略小 l6 28mm 轴段 的长度可由为支尺寸及轴承宽确定 l7 2 15 14 31mm 轴承的总长度 l 总 38 40 14 8 6 28 31 165mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 l 56mm 4 按弯矩复合强度计算 求转矩 已知 t 7 219 4 10 n mm 求圆周力 ft 根据课本 p127 6 34 式得 mm d 25 1 5 3 h mm d 32 2 mm d 35 3 轴承 6007 4 d 41mm 7 d 33mm mm d 38 6 d5 46mm l1 38 l2 40mm l3 14mm l5 6mm l4 8mm l6 28mm l7 31mm l 总 165mm l 56mm 13 ft 2 5775 25 10 219 7 2 2 4 1 1 d t n 轴承反力 6 2887 2 t bv av f f f 水平平面受力 n f f t r 6 2258 964 0 377 0 2 5775 cos tan 轴承反力 n f f f r bn ah 3 1129 2 做出垂直平面弯矩 r m 与水平平面弯矩 n m 垂直面弯矩 r m 100 2n m 水平平面弯矩 n m 37 2n m 合成弯矩图 m n m m m r n 9 106 2 2 绘制弯矩图 ft 5775 2n ba av f f 2887 6n r f 2258 6n fay 11293n r m 100 2n m n m 37 2n m m n m 9 106 14 t 77 4n m 做出当量弯矩图确定危险截面 b 250mpa 用插值法由表 20 4 查得 1 b 75mpa 由已知条件轴转矩可按脉动循环考虑 已知材料 40cr 调质 根据 20 1 查的 0 6 截面左侧 me mc 2 t 2 1 2 4 6 4 10 n mm 截面右侧 me mc 2 t 2 1 2 4 6 4 10 n mm 校核轴颈 b me d 1 1 0 18 36mm 50 98mm 满足使用条件 2 2 输出轴的设计计算输出轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 选用 45 调质钢 硬度 217 255hbs 根据课本 p235 页式 10 2 表 10 2 取 c 110 d c p3 n3 1 3 110 2 24 118 6 1 3 29 29mm 考虑有键槽 将直径增大 5 则 取 d1 32mm mm mm d h 24 4 24 3 2 1 1 07 0 取 5 3 h 2 轴的结构设计 1 轴的零件定位 固定和装配 单级减速器中 可以将齿轮安排在箱体中央 相对两轴承对 称分布 齿轮左面用轴肩定位 右面用套筒轴向定位 周向 定位采用键和过渡配合 两轴承分别以轴承肩和套筒定位 周向定位则用过渡配合或过盈配合 轴呈阶状 左轴承从左 面装入 齿轮套筒 右轴承和皮带轮依次从右面装入 2 确定轴的各段直径和长度 d2 d1 2h 32 7 39mm d3 不宜比 d2 大太多取 40mm d4 48mm d7 d3 40mm 初选用 6008 型深沟球轴承承端面与箱体内壁应有一定矩 离 则取套筒长为 15mm 则该段长 32mm 安装齿轮段长度为 轮毂宽度为 2mm d6 取标准值 52mm mm mm d h 64 5 64 4 2 1 6 07 0 h 取 5 d5 d6 2h 52 10 62mm l 1 5 2 d1 1 5 2 32 48 64 me 4 6 4 10 n m me 4 6 4 10 n m d 18 36mm c 110 d1 32mm 5 3 h d2 39mm d3 40mm d4 48mm d7 40mm d6 52mm 15 l1 取 48mm l2 取 42mm l3 有轴承宽度相同 b 15 l3 15mm l5 1 4h 1 4 6 8 4 l5 取 10mm l4 15 7 8mm l6 24mm l7 2 15 15 32mm l 总 48 42 15 8 10 24 32 179mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 l 72mm 3 按弯矩复合强度计算 同上轴 求转矩 已知 t 18 761 4 10 n mm 求圆周力 ft 根据课本 p127 6 34 式得 ft 11725 32 10 761 18 2 2 4 1 1 d t n 轴承反力 5862 2 t bv av f f f 水平平面受力 n f f t r 4098 964 0 377 0 11725 cos tan 轴承反力 n f f f r bn ah 3 1129 2 做出垂直平面弯矩 r m 与水平平面弯矩 n m 垂直面弯矩 r m 100 2n m 水平平面弯矩 n m 37 2n m 合成弯矩图 m n m m m r n 9 106 2 2 绘制弯矩图 h 5mm d5 62mm l1 48mm l2 42mm l3 15mm l5 10mm l4 8mm l6 24mm l7 32mm l 总 179mm l 72mm ft 11725n fr 4098n fax fby 11293n r m 100 2n m n m 37 2n m 16 t 77 4n m 做出当量弯矩图确定危险截面 b 250mpa 用插值法由表 20 4 查得 1 b 75mpa 由已知条件轴转矩可按脉动循环考虑 已知材料 40cr 调质 根据 20 1 查的 0 6 截面左侧 me mc 2 t 2 1 2 4 6 4 10 n mm 截面右侧 me mc 2 t 2 1 2 4 6 4 10 n mm 校核轴颈 b me d 1 1 0 18 36mm 50 98mm 满足使用条件 七 七 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件 轴承预计寿命 16 365 8 48720 小时 1 计算输入轴承 1 已知 n 458 2r min 两轴承径向反力 fr1 fr2 500 2n 初先两轴承为角接触球轴承 6007 型 根据课本 p265 11 12 得轴承内部轴向力 fs 0 63fr 则 fs1 fs2 0 63fr1 315 1n 2 fs1 fa fs2 fa 0 故任意取一端为压紧端 现取 1 端为压紧端 fa1 fs1 315 1n fa2 fs2 315 1n 3 求系数 x y fa1 fr1 315 1n 500 2n 0 63 me 46 4 10 mm me 4 6 4 10 n mm 轴承预计寿命 48720h fs1 fs2 315 1n 17 fa2 fr2 315 1n 500 2n 0 63 根据课本 p263 表 11 8 得 e 0 68 fa1 fr1 e x1 1 fa2 fr248720h 预期寿命足够 2 计算输出轴承 1 已知 n 76 4r min fa 0 fr faz 903 35n 试选 6008 型角接触球轴承 根据课本 p265 表 11 12 得 fs 0 063fr 则 fs1 fs2 0 63fr 0 63 903 35 569 1n 2 计算轴向载荷 fa1 fa2 fs1 fa fs2 fa 0 任意用一端为压紧端 1 为压紧端 2 为放松端 两轴承轴向载荷 fa1 fa2 fs1 569 1n 3 求系数 x y fa1 fr1 569 1 903 35 0 63 fa2 fr2 569 1 930 35 0 63 根据课本 p263 表 11 8 得 e 0 68 fa1 fr1 e x1 1 y1 0 fa2 fr248720h 此轴承合格 八 八 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 1 轴径 d1 25mm l1 38mm 查手册得 选用 c 型平键 得 键 a 8 7 gb1096 79 l l1 b 38 8 30mm t2 24 729n m h 7mm 根据课本 p243 10 5 式得 p 4t2 dhl 4 24729 25 7 38 14 87mpa r 110mpa 2 输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴