一级圆柱直齿减速器课程设计1052.1%1.6%400%220
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减速器课程设计
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一级圆柱直齿减速器课程设计1052.1%1.6%400%220,减速器课程设计
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- 1 - 焦作大学机电工程 学院 机械设计基础课程设计说明书 设计题目：单 级 直齿 圆柱齿轮减速器 专 业： 机械制造与自动化 班 级： 09181 设 计 者： 第 4 组 指导教师： 张冬梅 机械制造与自动化教研室 2010 年 12 月 nts - 2 - 本组简介 本 组： 09181 班 第 4 组 组 长： 王跃峰 成 员： 李向博，刘高剑，李振西，秦成雷，郭向阳，程浩 设计任务分配： 设计内容 设计者 页码 总体设计 王跃峰，刘高剑，李振西 58 传动零件的设计与校核（含零件图） 王跃峰，刘高剑 812 轴的设计与校核（含零件图） 李振西，秦成雷 1216 键的选择与校核 李振西，郭向阳，刘高剑 1618 轴承的选择 秦成雷，李向博， 1818 联轴器的选择 李振西，郭向阳 1919 箱体的设计 王跃峰，李向博，郭向阳 1919 总装图的绘制 王跃峰，李向博，郭向阳 排版 秦成雷，程浩 总结 李振西，刘高剑 2020 nts - 3 - 目 录 一、 设计 任务书 4 二、 总体设计 5 （一）、电动机的选择 5 （二）、传动比分配 6 （三）、传动装置的运动和动力参数 7 三、传动零件的计算 . 8 齿轮传动设计 8 四、轴的设计 . 12 （一）轴的材料选择和最小直径估计 12 （二） 轴的结构设计 与校核 14 五、 键的选择和校核 16 六、滚动轴承的选择和校核 18 七、联轴器的选择 19 八、箱体的设计 19 设计小结 20 参考文献 21 nts - 4 - 设计任务书 一 工作简图 图 1 单级直齿圆柱齿轮减速器齿轮传动设计 二、原始数据 输送带拉力 （ F/N）： 2100 输送带速度 v(m/s)： 1.6 滚筒直径 D（ mm）： 400 齿轮、轴及键的材料： 45 钢 箱体材料：铸铁 三、工作条件： 一班制连续单向运转，载荷平稳，室内工作；工作年限 5 年；最高工作温度 100。 nts - 5 - 二、总体设计 2.选择电动机功率 工作所需的电动机输出功率为 dP=WP WP=w1000vP 所以 dP=1000vwP 由电动机至工作之间的总效率（包括工作机效率）为 w=6543221 1 , 2 , 3 , 4 , 5 , 6 分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴器，卷筒轴的轴承及卷筒的效率。 取 1 =0.96 2 =0.99 3=0.97 4 =0.97 5,=0.98 6=0.96 ， 则w=0.96 0.993 0.972 0.97 0.98 0.96=0.859 所以dP=1000vwP =859.01000 6.12100kw =3.91 kw 3.确定电动机转速 卷筒轴工作转速 nts - 6 - wn=D v100060 =400 6.1100060 =76.4 r/min 按推荐的合理传动比范围，取 V 代传动的传动比 1i =24, 单级齿轮传动比 2i =35，则合理总传动比的范围为 i =620，故电动机的可选范围为 dn d= wn 1i =(620) 78.4=（ 4581528） r/min 故选 Y 132 M1-6 额P=4kw 电动机转速为 同步转速 1000 r/min 满载转速 960 r/min （二）传动比的分配 总传动比 i=wmnn=4.76960=12.57 总传动比为 12.57 带传动比 3.14 齿轮传动比 4 (三 )传动装置的运动和动力参数 运动和动力参数的计算结果列表结果列于下表： nts - 7 - 电动机轴 I 轴 II 轴 卷筒轴 转速n/(r/min) 960 305.7 76.4 76.4 输入功率 P/kw 3.91 3.75 3.53 3.36 转矩 T（ N/m） 38.90 117.25 441.41 420 传动比 3.14 4 1 效率 0.96 0.94 0.95 轴 名 参 nts - 8 - 计 算 及 说 明 结 果 三、传动零件的计算 （二）齿轮传动设计 由于是没有特殊要求的传动，选择一般材料。由表 17.8.2 选取：小齿轮 45 号钢调质，齿面硬度 HBS1=230; 大齿轮 45 号钢正火，齿面硬度 HBS2=200 由于齿面硬度 HBS350,又是闭式传动，故按齿面接触强度设计，按齿根弯曲强度校核。 小齿轮 45 号钢调质，齿面硬度HBS1=230; 大齿轮 45 号钢正火，齿面硬度HBS2=200 按齿面接触强度设计 a 48.5(i+1) 3 21Hi KTa (mm) 由于传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的 1.25 倍。即 K=1.25 对于一般的减速器，选a=0.4 1T =9.55 6101nP =9.55 610 7.30575.3=1.17 610 （ N ） 由图 17.10.4 查取： 1limH =570（ MPa）； 2limH =390（ MPa） 由表 17.10.2 取： HS =1.1 K=1.25 a=0.4 1T =1.17 610（ N） HS =1.1 nts - 9 - H 1 =HHs 1lim=1.1570=518.8(MPa) H 2 =HHs 2lim=1.1390=355(MPa) 取两者较小值代入接触疲劳强度公式设计 a 48.5(i+1) 3 21Hi KTa =48.5(4+1)3 2535544.01017.125.1 =217.88（） 拟取中心距 a=218 。 则模数：（ 0.0070.02） a=(1.534.36) 查表 17.4.1，取 m=4 齿数 144 2182)1(21 im az=22； 8812 izz 2208822242 21 zzma （）故合适 按齿根弯曲强度校核 FSFF aa YYmbz KT 2112由表 17.10.1 查得：1aFY=2.72, 1aSY=1.57 2aFY=2.216, 2aSY=1.778 a=220 ， 4.0a b=a a=0.4 220=88（） 由图 17.10.2 查得： 1limF =215MPa， 2limF =165MPa 由表 17.10.2 查得： FS =1.4 H 1 =518.8(MPa) H 2 =355(MPa) a=218 m=4 1z =22 2z =88 a=220（）合适 nts - 10 - F 1 =FFS 1lim= 57.1534.1215 （ MPa） F 2 =FFS 2lim= 4.1165117.86（ MPa） 1F = 1121 12aa SF YYmbzKT =2542288 57.172.21017.12 =40.3（ MPa） F12F = 2221 12aa SF YYmbzKT =2542288 778.1216.21017.12 =37.2（ MPa） F2计算齿轮的圆周速度 41.110060 7.30522414.310060 11 ndV m/s 由表 17.6.3 可知，可选 8 级精度 分度圆直径 8822411 mzd 35288422 mzd 齿顶圆直径 962224211 zmd a 3602884222 zmd a 齿根圆直径 785.22245.211 zmd f 3425.28845.222 zmd f 全齿高 4 mah ha 取 b=88 FS =1.4 F 1 =153.57(MPa) F 2 =117.86(MPa) 强度足够 8 级精度合适 881 d 3522 d 961 ad nts - 11 - 525.014 camh hf 954 fa hhh 齿宽 882204.02 ab a )105(21 bb ， 取 1b =94 跨侧齿数 k 105.0111.035.0111.02211 zk zk 公法线长度 W 111 01 4.05.095 21.2 zkmW =38.651 222 01 4.05.095 21.2 zkmW =146.385 由设计指导书查得公法线长度的上下偏差值 因此 10.015.01 65.38 W168.0 28.02 385.146 W 小齿轮与轴做成一体为齿轮轴结构；大齿轮采用锻造轮辐式结构。 3602 ad 781 fd 3422 fd h=9 1b =94 2b =88 10321 kk 10.015.01 65.38 W 168.0 28.02 385.146 W nts - 12 - 四、轴的设计 （ 一）从动轴的设计与校核 （ 1）选择轴的材料，确定许用应力。 选 45 钢，正火处理，查表 11.1.1（轴的常用材料及力学性能）得到其硬度为170217HBS，抗拉强度为 600MPa，查表 11.5 .3（轴的许用弯曲应力）得到许用弯曲应力为 55MPa。 （ 2）计算该轴最小直径 。 查表 11. 5.1（常用材料的 値和 C 値）得到 C=115，因此有 d C3 /nP =1153 4.7653.3mm=41.3 mm 考虑该段轴上有键槽，拟取 d=45 mm （ 3）对轴进行结构设计。 考虑轴上零件的位置和固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出轴及轴系零件的 结构 草图 。 轴的具体结构设计过程及结果如下： 确定轴上零件的位置和定位、固定方式 。由于是单级齿轮减速器，应把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，轴的外伸端安装联轴器。 齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两端轴承分别靠轴肩、套筒实现轴 向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定。轴通过两端轴承盖实现轴向定位。联轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。 确定各轴段的直径 。外伸端直径为 45mm。为了使联轴器能轴向定位，在轴的外伸端应设计出一个轴肩。因轴承也要安装在这一轴段上，所以，通过右端轴承盖的这一轴段应取直径 55mm。考虑到便于轴承装拆，与透盖毡圈接触的轴段 (公差带取 f7)比安装轴承的轴段直径（该处直径的公差带是按轴承的标准选取的，为 k6）略小，取为 52 mm。按要求，查轴承的标准手册选用两个 6211 型的深沟球轴承，故安装左端轴 承的轴段直径也是 55 mm。为了便于齿轮的装配，齿轮处的轴头直径为 60 mm。用于齿轮定位的轴环直径为 70 mm。查轴承标准得，轴肩所在轴段的直径为 70mm，轴肩圆角半径取 1 mm，齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径取1.5 mm。 确定轴的各段长度 。齿轮轮毂的宽度为 88 mm，故取齿轮处轴头的长度为86 mm。由轴承的标准手册查得 6211 型轴承的宽度为 21 mm，因此左端轴颈的长度为 19 mm。齿轮两端面、轴承端面应保持一定的距离，取为 15 mm，右侧穿过透盖的轴段的长度取为 68 mm。联轴器处的轴 头长度按联轴器的标准长度取 70 mm。由图 11.5.8 可知轴的之跨距为 L=139 mm。 （ 4）校核的强度。 绘制轴的计算简图，如图 (a)所示。 绘制水平面内弯矩图，如图（ b）所示。 结果 45 钢，正火处理 硬度为 170217HBS 抗拉强度为 600MPa许用弯曲应力为55MPa d=45 mm nts - 13 - 两支承端的约束力为 FhA =FhB = 2Ft = 2 8.2664 =1332.4（ N） 截面 C 处的弯矩为 MhC=FhA 2L=1332.42139.0=926（ N.m） 绘制垂直面内弯矩图，如图 (c)。 两支承端的约束反力为 FvA=FvB=2Fr=29.969=484.95(N) 截面 C 处的弯矩为 Mcv=FvA.2L=1332.42139.0=33.70(N.m) 绘制合成弯矩图，如图 (d)。 截面 C 的合成弯矩为： MC = Mhc2 + Mvc2 = 6.92 2 + 70.33 2 =98.54(N.m) 绘制扭矩图，如图（ e）。 齿轮与联轴器之间的扭矩为： T=9550nP2=95504.7653.3=441.4(N.m) 绘制当量弯矩图，如图（ f） 。 因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为 0.6,危险截面 C处的弯矩为 : nts - 14 - MeC = MC2 )( 2aT = 54.98 2 )4.4416.0( 2 =282.6(N.m) 计算危险截面 C处满足强度要求的轴径： 由弯扭组合强度校核强度公式 b11.0)(3322 dTMWM ceeD 3 5.5/MeC=51mm 由于 C处有键槽，故将轴径加大 5%，即 51mm 1.05=54mm。而结构设计草图中，该处的轴径为 60 mm，故强度足够。 绘制轴的工作 图（见 A3图纸中从动轴的零件图）。 （二）主动轴（齿轮轴）的设计与校核 （ 1）选择轴的材料，确定许用应力。 选 45 钢，正火处理，查表 11.1.1 得到其硬度为 117-217HBS，抗拉强度为 600MPa，查表 11.5 .3 得到许用弯曲应力为 55MPa。 （ 2）计算该轴最小直径。查表 11. 5.1 得到 C=115，因此有 d C3 /nP =1153 7.305/75.3 mm=26.5 mm 考虑该段轴上有键槽，拟取 d=30 mm （ 3）对轴进行结构设计。 考虑轴上零件的位置和固定方式，以及结构工艺性，按比例绘制出轴及轴系零件的结构草图。 轴的具体结构设计过程及结果如下： 确定轴上零件的位置和定位、固定方式。 由于是单级齿轮减速器，应把齿轮布置在箱体内壁的中间，轴承对称布置在齿轮的两边，轴的外伸端安装联轴器。 齿轮靠轴环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两端轴承靠轴肩实现轴向定位和固定，靠过盈配合实现周向固定。轴通过两端轴承盖实现轴向定位。联轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向固定。 确定各轴段的直径。 外伸端直径为 30mm。为了 使联轴器能轴向定位，在轴的外伸端应设计出一个轴肩。因轴承也要安装在这一轴段上，所以这一轴段应取直径 50mm。考虑到便于轴承装拆，与透盖毡圈接触的轴段 (公差带取 f7)比安装轴承的轴段直径（该处直径的公差带是按轴承的标准选取的，为 k6）略小，取为 42 mm。按要求，查轴承的标准手册选用两个 6210 型的深沟球轴承，故安装左端轴承的轴段直径也是 50 mm。查轴承标准得，左端轴承处的轴肩所在轴段的直径为 50mm，轴肩圆角半径取 1 mm，齿轮与联轴器处的轴环、轴肩的圆角半径取 1.5 mm。 确定轴的各段长度。 齿轮 宽度为 94 mm。取齿轮两侧的轮毂直径为 55mm,其伸出长度都为12.5mm。由轴承的标准手册查得 6210 型轴承的宽度为 20 mm，因此左端轴颈的长45 钢，正火处理 硬度为 117-217HBS 抗拉强度为 600MPa 许 用 弯 曲 应 力 为55MPa C=115 拟取 d=30 mm nts - 15 - 度为 20 mm。右侧穿过透盖的轴段的长度取为 58 mm。联轴器处的轴头长度按联轴器的标准长度取 60 mm。由图 11.5.8 可知轴的之跨距为 L=139mm。 （ 4）校核的强度。 绘制轴的计算简图，如图 (a)所示。 绘制水平面内弯矩图，如图（ b）所示。 两支承端的约束力为 FhA=FhB=2Ft=2 8.2664=1332.4（ N） 截面 C 处的弯矩为 MhC=FhA 2L=1332.42139.0=92.6（ N.m） 绘制垂直面内弯矩图，如 图 (c)。 两支承端的约束反力为 FvA=FvB=2Fr=29.969=484.95(N) Mcv=FvA.2L=489.952139.0=33.70(N.m) 绘制合成弯矩图，如图 (d)。 截面 C 的合成弯矩为： MC = Mhc2 + Mvc2 = 6.92 2 + 70.33 2 =98.54(N.m) 绘制扭矩图，如图（ e）。 齿轮与联轴器之间的扭矩为： T=9550nP2=95507.30575.3=117.25(N.m) 绘制当量弯矩图，如图（ f） 。 因为轴为单向转动，所以扭矩为脉动循环，折合系数为 0.6,危险截面 C处的弯矩为 : MeC = MC2 )( 2aT = 6.92 2 )25.1 1 76.0( 2 =121(N.m) 计算危险截面 C处满足强度要求的轴径： 由弯扭组合强度校核强度公式 b11.0 )(3 3 22 d TMWM cee nts - 16 - D 3 5.5/MeC=28mm 由于 C处有键槽，故将轴径加大 5%，即 28mm 1.05=29.4mm。而结构设计草图中，该处的轴径为 55 mm，故强度足够。 五、 键的选择和校核 (一 )键的设计 1.条件 ： 45号刚 =60MPa 由轴颈 d可确定键的两尺寸 b和 h 根据挤压强度公式得： jyjyjyjy AF JYJYdAT 2hLAJY 将代入 得： JYdhLT 4 L jydhT4 2.轴颈 d=30mm , 传递的转矩 M=117.25NM 选材： 45号刚 =60MPa; JY=100MPa 由轴颈 d=30mm,查手册得：键的尺寸为键宽 b=10mm ，键高 h=8mm 代入 式得 L 19.54mm 拟取：键长 L=22mm （二）计算键受到的作用力 F: 由 M=F2d得 ;F= NdM 67.781630 1025.117223 (三 )校核抗剪强度 计算剪切力 F NFQ 67.7816由截面法得： A 22202210 mmLbj 强度足够 45号刚 =60MPa 拟取：键长 L=22mm F=7816.67 nts - 17 - 抗剪强度 = MPaAFjQ 5.35 =60MPa (四 )校核抗挤压强度； 1.计算挤压作用力 F NFjy 6.78162.计算挤压面面积 AjyAjy= 28822282 mmhL 3.计算挤压工作应力jyjy= M P aM P aAFjyjyjy 1008.888886.7816 所以键足够用 （五）同理 当轴颈 d=45mm时 b=14mm h=9mm拟取 L=45 F NdMFQ 43 1096.145 1041.44122 A 26 304514 mmbLjy = a601.31 MPM P aAFjQ F NFJY 41096.1 A 25.2022 4592 mmhLjy M P aM P aAFjyJYJYjy1008.965.2021096.1 4故键足够 用 （ 六） M=441.41N M 转径 d=60mm b=18mm h=11mm拟取 L=50mm F NdMFQ 43 1047.160 1041.44122 A 29005018 mmbLjy M P aM P aAFJQjy603.169001047.1 4键足够用 拟取 L=45 键足够用 拟取 L=50mm nts - 18 - F NFjy 41047.1 A 22752 50112 mmhLjy M P aM P aAFjyJYJYjy 1005.532751047.1 4 故所选键可用 . 六轴承设计与校核 ： 1、选材 45 号钢回火处理 2、选型深沟球轴承（ 6210 和 6211） 3、轴承的校核 (1)前提条件如下： a.轴上选用的轴承为两个 6210 型的深沟球轴承 ，对应的轴径为 50mm； b.轴上选用的轴承为两个 6211 型的深沟球轴承，对应的轴径为 55mm 且两种型号的轴承具有相同的径向载荷（ Fr），而不受轴向力 . 有法向力公式 Fn=cosFt=20cos 8.2664=2835.8N Fr=2Fn=2 8.2835 N=1418N c.两个轴上轴承所受当量动载荷（ P）相同，对应的工作转速分别 n1=305.7r/min和 n2=76.4r/min。 由于不受轴向力所以，当量动载荷为： P=Fr=1418N 由轴承寿命计算公式： Cr= 161060 LnnPftf p 上式中载荷系数pf=1.5（查表 12.3.3） .由温度系数tf=1，得两轴承径向工作载荷值分别为： Cr1= KN77.1943800107.30560114185.1 316 Cr2= KN46.1243800104.7660114185.1 316 2)查手册选 的两轴上的轴承型号分别为 6210 和 6211，其对应的额定动载和极限转速 (Cr)分别为 35.0KN、 43.2KN 和 6700r/min、 6000r/min 校核分别如下： Cr1=19.77KN35.0KN Cr2=12.46KN43.2KN 键足够用 45 号钢回火处理 选 型 深 沟 球 轴 承（ 6210 和 6211） 符合强度和转速要求 nts - 19 - n1=305.7r/min6700r/min n2=76.4r/
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