机械设计课程设计_一级圆柱齿轮减速器说明书.doc

浙江理工大学机械设计课程设计说明书课题名称 一级圆柱齿轮减速器 专 业 机电一体化专业 12届 姓 名 陈洪春 学 号 1299443110 指导老师 潘俊 、 贺青川 学期 2013学年第一学期 2013-6-20目录一 课题题目及主要技术参数说明1.1 课题题目 1.2 主要技术参数说明 1.3 传动系统工作条件1.4 传动系统方案的选择 二 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 减速器结构2.2 电动机选择2.3 传动比分配2.4 动力运动参数计算三 V带传动设计3.1确定计算功率3.2确定V带型号3.3确定带轮直径3.4确定带长及中心距3.5验算包角3.6确定V带根数Z3.7 确定粗拉力F03.8计算带轮轴所受压力Q四 齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)4.1 齿轮材料和热处理的选择4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸4.2.2 齿轮弯曲强度校核4.2.3 齿轮几何尺寸的确定4.3 齿轮的结构设计五 轴的设计计算(从动轴)5.1 轴的材料和热处理的选择5.2 轴几何尺寸的设计计算5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径5.2.2 轴的结构设计5.2.3 轴的强度校核六 轴承、键和联轴器的选择6.1 轴承的选择及校核 6.2 键的选择计算及校核6.3 联轴器的选择七 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算 参考文献第一章 课题题目及主要技术参数说明1.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。1.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=2.3KN，输送带的工作速度V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=400 mm。1.3 传动系统工作条件 带式输动机工作时有轻微震动，经常满载。空载起订，单向运转，三制工作（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为5年(每年按300天计算)三相交流电源的电压为380/220V，启动载荷为名义载荷的1.25倍，输送带速度允许误差为+-5%1.4 传动系统方案的选择图1 带式输送机传动系统简图第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。2.2 电动机选择（一）工作机的功率Pw =FV/1000=23001.5/1000=3.45kw（二）总效率 = =0.960.970.970.960.980.990.990.833（三）所需电动机功率 Pmax=4.141.25=5.175(KW) 查机械零件设计手册得 Ped = 5.5kw电动机选用Y132M2-6 n满 = 960 r/min2.3 传动比分配 卷筒工作机的转速n=601000v/（D） =6010001.5/(3.14400) 71.66r/min 总传动比 取 则 电动机选用：Y132M2-6=4.2计 算 及 说 明结果2.4 动力运动参数计算（一）转速n=960（r/min）=/=/=960/3.2=300（r/min） =/=300/4.271.43（r/min） =71.43（r/min） （二） 输入功率P （三） 输入转矩T =51.48(Nm) = 644.6(Nm) = 631.8(Nm ) 计 算 及 说 明结果将上述数据列表如下：轴号功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 05.17596051.48 3.20.96 14.951300158.2 24.80371.43644.64.20.97 34.70871.43631.810.98第三章V带传动设计3.1确定计算功率查表得KA=1.2，则PC=KAP=1.25.5=6.6KW3.2确定V带型号按照任务书得要求，选择普通V带。根据PC=6.6KW及n1=300r/min，查图确定选用B型普通V带。3.3确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据图推荐，小带轮选用直径范围为112140mm，选择dd1=140mm。（2）验算带速v =7.03m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= n0dd1/n1=960140300=448mm根据GB/T 13575.1-9规定，选取dd2=400mm3.4确定带长及中心距（1）初取中心距a0得378a01080， 根据总体布局，取ao=800 mm(2) 确定带长Ld：根据几何关系计算带长得=2469.36mm根据标准手册，取Ld =2500mm。 (3)计算实际中心距=815.32mm3.5.验算包角=161.73120，包角合适。3.6.确定V带根数ZZ 根据dd1=140mm及n0=960r/min，查表得P0=2.13 KW,P0=0.3KW中心距a=815.32mm包角=161.73包角合适K=0.956KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024则Z=2.77，取Z=33.7.确定粗拉力F0F0=500查表得B型q = 0.17/m,则F0=500219 N3.8.计算带轮轴所受压力QQ=2ZF0sin=23219sin1297 N第四章 齿轮的设计计算4.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用45号钢，调质处理，HB236 大齿轮选用45号钢，正火处理，HB1904.2 齿轮几何尺寸的设计计算（1） 按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式10.22求出d1值。确定有关参数与系数： 转矩T1 T1=9.55106P/ n1 =9.551066.88320 =2.05105Nm 载荷系数K查表10.11取K=1.4 齿数z、螺旋角和齿宽系数d小齿轮的齿数取为z1=25，则大齿轮齿数z2=105，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1 许用接触应力H由图10.24查得 Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa由表10.10查得SH=1 N1=60njLh=603201(536524)=8.41108 N2= N1i=8.411084.46=1.89108查图10.27得ZNT1=1 ZNT2=1.06由式10.13可得 F1= = =560MPaZNT2Hlim2 F2= 1.06560= MPa 1 =562MPa m=d1z1=47.0225=1.88由表10.3取标准模数m=2mm（2） 计算主要尺寸 d1=m z1=225mm=50mm d2=m z2=2105mm=210mm b=d d1=150=50mm经圆整后取b2=50mm b1= b2+5mm=55mm a=1/2m(z1+ z2)=1/22(25+105)mm=130mm（3） 按齿根弯曲疲劳强度校核由式10.24得出F，如果FF，则校核合格确定有关系数与参数: 齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65 YF2=2.18 应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59 YS2=1.80 许用弯曲应力F由图10.25查得F lim1=210MPa Flim2 =190MPa由表10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1= YNT2=1 YNT1F lim1 H1= SF 210 = MPa 1.3 =162MPa YNT2H lim2 F2= SF 190 = MPa 1.3 =146MPa 2K T1 故 H= YH YS1bm2z1 21.44.211042.651.59 = MPa 50425 =99MPaF1=162MPa YF2YS2 F2=F1 YH YS1 992.181.8 = MPa 2.651.59 =92F2=146MPa齿根弯曲强度校核合格。（4） 验算齿轮的圆周速度V d1n1 V= m/s 601000 50960 = m/s 601000 =2.51m/s由表10.22可知，选8级精度是合格的。五、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械基础P198表11-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa查机械基础P204表11-3：b+1b=200Mpa 0b=95Mpa,-1b=55Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查机械基础P203表11-2，45#取C=118 则d118(5.07/114.29)1/3mm=43.43mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=45mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T2=9.55P/n=9.555.07/114.29=423.65 N.m 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2423.65/0.27=3138.15N 径向力：Fr=Fttan200=3138.12tan200=1142.19N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查P150表9.4可得联轴器的型号为HL4联轴器：45112 GB5014-2003 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油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，两端轴承靠套筒实现轴向定位，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定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=50mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=55，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=60mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定. 右端轴承型号d6=55mm. (4)选择轴承型号.由P152初选深沟球轴承,代号为6210,查手册可得:轴承宽度B=20,安装尺寸D=64,故轴环直径d5=64mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=45mm 长度取L1=55mmII段:d2=50mm 初选用6210深沟球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+20+55）=97mmIII段直径d3=60mmL3=L1-L=60-2=58mm段直径64mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm段直径d5=55mm. 长度L5=20mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=98mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T2=423.646N.m求圆周力：FtFt=2T2/d2=2423.646/0.27=3138.12N求径向力1/2Fr=Fttan=3318.12tan200=1142.18N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=49mm(1) 绘制轴受力简图（如图a）(2) 绘制垂直面弯矩图（如图b）RAYFt 1/2FaFr1FrCMYFaMC1MC2TMRBYMCYFBZFrMZ2MZ1MMZMC(b)0)(e)e(f)(d)(a)(c)AB轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=3138.12/2=1569.06FAZ=FBZ=Ft/2=1142.18/2=571.09由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=1569.060.09821/2=76.98N.m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=571.090.0982=27.98N.(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（76.982+27.982)1/2=81.91N.m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9550P2/n2=95505.07/114.29=423.65N.m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按应力循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=81.912+(0.6423.65)21/2=267.06N.m=267.06103N.mm(7)校核危险截面C的强度由式机械基础P203式（11-3）e=Mec/0.1d3=267.06103/0.1503=21.36MPa -1b=55MPa该轴强度足够。主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查机械基础P198表11-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa查机械基础P204表11-3：b+1b=200Mpa 0b=95Mpa,-1b=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查机械基础P203表11-2，45#取C=118 则d118(5.28/514.29)1/3=25.96mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=30mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T1=9550P1/N1 =9550x5.28/514.29=102.15N.m 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T1/d=2102.15/0.06=1702.5N 径向力：Fr=Fttan200=1702.5tan200=619.66N 确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，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， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。 ，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=60mm求转矩：已知T=102.15N.m求圆周力FtFt=2T/d2=2102.15/0.06=3405求径向力FrFr=Fttan=3405tan200=1239.32N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=3405/2=1072.5NFAZ=FBZ=Ft/2=1239.32/2=619.66N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=1072.50.049=52.55N.m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=619.660.049=30.36N.m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（52.552+30.362）1/2=60.69N.m(5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪力按应力循环变化，取=0.6Mec=MC2+(T)21/2=60.692+(0.6102.15)21/2=86.25N.m=86.25103N.mm(6)校核危险截面C的强度,由式机械基础P203式（11-3）e=Mec/（0.1d3）=86.25103/(0.1303)=31.94Mpa-1b=55Mpa此轴强度足够六 滚动轴承及键的选择及校核计算61 轴承的选择及校核 1、 从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=530024=36000h 由初选的轴承的型号为: 6210,接触角40 查P153附表10.2:d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,基本额定动载荷C=35KN, 基本静载荷CO=23.2KN,极限转速8500r/min （1）已知nII=114.29(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=3138.2/2=1569.1N根据课本机械基础P230表12-13得轴承内部轴向力FS=1.14FR 则FS1=FS2=1.14FR1=1.41x1569.1=2212.43N(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+Fa=2212.43N FA2=FS2=2212.43N(3)求系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2 =2212.43/1569.1=1.41=e根据机械基础P229表（12-12）FA1/FR136000h 预期寿命足够 2.主动轴上的轴承: Lh=530024=36000h 由初选的轴承的型号为: 6206,接触角40 查P153附表10.2:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN, 基本静载荷CO=11.5KN,极限转速13000r/min （1）已知nI=514.29(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1702.5/2=851.25根据课本机械基础P230表12-13得轴承内部轴向力FS=1.14FR 则FS1=FS2=1.14FR1=1.41x1569.1=970.43N(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+Fa=970.43N FA2=FS2=970.43N (3)求系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2 =970.43/8569.1=1.41=e根据机械基础P229表（12-12）FA1/FR136000h 预期寿命足够 6-2、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1850 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1845 GB1096-79bh=1810,L=60,则Ls=L-b=42mm圆周力：Fr=2TII/d=2423.646/0.27=3138.12N挤压强度：p=67.25125150MPa此挤压强度足够剪切强度：p =36.60120MPa因此剪切强度足够键836 GB1096-79和键1040 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。PC=6.6KW选用B型普通V带dd1=140mmv =7.03m/s,带速合适dd2=448mm取ao=800 mm取Ld =2500mm中心距a=815.32mm包角=161.73包角合适m=2d1=50d2=210Z1=25Z2=105第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图7.1 润滑的选择确定 7.1.1润滑方式 1.齿轮V=