机械设计课程设计计算书-单级圆柱齿轮减速器.docx

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除设计题目：单级圆柱齿轮减速器设计者：学 号：机械设计课程设计计算说明书一、设计任务书.2二、系统运动方案设计3三、主体机构尺寸综合.3四、主体机构的运动分析和受力分析.4五、机构系统的运动简图.4六、机构系统的的运动协调设计.4七、系统传动方案设计.5八、电动机的选择.九、传动系统参数计算十、传动零件设计计算十一、轴系零件设计校核计算十二、润滑密封设计十三、箱体设计说明.十四、所选用附件说明十五、设计小结十六、参考文献一、设计任务书： 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大。使用期限8年，单班制工作，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 编号A8运输带拉力F（kN）1.8运输带速度V（m/s）1.8卷筒直径D（mm） 250设计任务要求：1. 减速器装配草图一张（A0图纸）2. 减速器装配图纸一张（A0图纸）3. 轴、传动零件图纸各一张（号图纸）4. 设计说明书一分二、系统运动方案设计方案拟定：由电动机带传动减速器联轴器鼓轮其中带选用V带传动，减速器设计为一级圆柱齿轮减速器。 三、主体机构尺寸综合主体机构为电动机、V带、减速器、联轴器和鼓轮。要求减速器部分不能过大，以可以在0号图纸上一比一画完为好。其中主要设计减速器。其尺寸具体见装配图与零件图。四、主体机构的运动分析和受力分析五、机构系统的运动简图运动分析如上图电动机为主动件，带动带传动，带继续带动减速器内高速轴转动，高速轴带动低速轴转动，经联轴器，带动鼓轮运动由于具体受力情况与减速器内部结构尺寸有关受力分析见下(十一、轴系零件设计校核计算)六、机构系统的的运动协调设计除去联轴器，本机构只有一个自由度，且摆放位置自由确定，不会出现运动干涉情。七、系统传动方案设计采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。减速器采用一级圆柱齿轮减速器。由于运动方向没有变化，故不采用锥齿减速器和蜗轮蜗杆减速器，而采用圆柱齿轮减速器。由于各轴的转速不高，且载荷较轻，故轮齿设计为直齿。这样结构简单，制造成本低，带传动布置在高速级，能发挥其传动平稳，缓冲吸震和过载保护的优点。且工作环境比较好，可以适合工作环境。八、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器的传动效率。取=0.96，=0.98，=0.97，=.则：总=0.960.9820.970.99 =0.885所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(1.81.8)/(10000.885) =3.66 (kw)3、确定电动机转速 符合的常用电机转速有：750、1000和1500r/min 选择1500r/min转速的电机，根据表格查询，选取Y112M4型号电机，其初始转速。九、传动系统参数计算 总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带和减速器的传动比） 分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=2.5（普通V带 i=24）因为：iai0i所以：iiai010.46/2.54.18取 i=4 符合将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=1440/2.5=576 （r/min）轴：n= n/ i1 =576/4=144 r/min （2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=3.660.96=3.5136（KW）轴： P= P12= P23 =3.51360.97 =3.4082（KW）工作轴： P= P23= P24 =3.40820.99=3.3741（KW）（3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：轴： T= 9550*P/n=9550*3.51/576=58.255 Nm 轴： T=226.03 Nm工作轴输入轴转矩：Tw=224.902 Nm 项目电动机轴轴轴工作轴转速（r/min）1440576144功率(kw)3.663.513.403.37转矩（Nm）58.25226.03224.90传动比i2.541效率0.960.970.99十、传动零件设计计算 （1）选择普通V带型号 由PC=KAP=1.13.636 =4.03（ KW） 根据课本P134表9-7得知其交点在A 型范围内。 取A型V带 确定带轮的基准直径，并验算带速： 则取小带轮 d1=125mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =309mm 由表9-2取d2=315mm (虽使n2略有增加，但其误差小于5%，故允许) 带速验算： V=n1d1/（100060）=9.42 m/s 介于525m/s范围内，故合适 确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（125+315）a02（125+315） 431 a01240 初定中心距a0=600 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2600+（100+274）/2+（125+315）2/(4600) =1906 mm 选用L0=2000 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=647 mm 验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(125+315)57.3/647=163.17120 合适。确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK= 2故要取2根A型V带计算轴上的压力: F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =169 N由课本9-19得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2) =668 N齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为230HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级(2)、初选主要参数 Z1=30，u=4，Z2=Z1u=304=120 取d=1.0（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 =53.04mm确定各参数值 载荷系数 查课本表6-6 取K=1.2 小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=58.255 Nmm (4)确定模数 m=d1/Z153.04/30=1.76 取标准模数值 m=2（5） 几何尺寸计算d1=mZ=320=60 mmd2=mZ1=390=270 mma=m （Z1+Z2）=2（30+120）/2=150 mmb=60 mm b2=60 取小齿轮宽度 b1=65 mm (6).校核齿根弯曲强度:a.复合齿形系数根据Z1 、Z2查得b. 确定许用弯曲应力=64=61.51校核结果：安全 （7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460576/（601000） =1. 8 m/s对照表可知选择8级精度合适.名称 计算公式 结果 分度圆直径d1=Z1md2=Z2m60mm240mm模数m2mm中心距a=m(Z1+Z2)/2150mm齿形角20齿顶高ha1=mha2=m2mm2mm齿跟高hf1=1.25mhf2=1.25m2.5mm2.5mm齿全高h=ha+hf 4.5mm齿顶圆直径da1=d1+2ha1 da2=d2+2ha2 64mm244mm齿根圆直径df1=d1-2hf1 df2=d2-2hf2 55mm235mm齿宽b1b265mm60mm大齿轮的直径较大，采用腹板结构以减轻质量D4=50 （见 十一对于输出轴的计算）D3=1.8D4=1.8*90=90D0=Da-(1014)*m=216224 ，取D0=220C=（0.20.3）*b=1218 ，取C=16D1=155.十一、轴系零件设计校核计算高速轴（输入轴）的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） (2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=3.51KW 转速为n=576 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，D1=1.05*d=22.06 取 D1=30mm 取=60mm则略小，取 =58mm 则第一段长度L1=58mm D1=30左起第二段直径取D2=35mm轴肩高度 h=（0.070.1）D1=2.13;D2=D1+2h=34.236 故可选用毡圈密封。毡圈型号选择 35JB/ZQ 4606-1997轴承长度 L2=L+e+K+ -=59mm 左起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，取挡油环与套筒一共长17mm。那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=35mm左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=50mm，长度取L4= 10mm 左起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为64mm，分度圆直径为60mm，齿轮的宽度为65mm，则，此段的直径为D5=64mm，长度为L5=65mm左起第六段，同第四段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=50mm 长度取L6= 10mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=35mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =58.255 Nm 求圆周力：FtFt=2T2/d1=258.255/0.060=1941.83N 求径向力FrFr=Fttan=1941.83tan200=706.77N （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RAv=RBv=Ft/2 =970.9 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么Rah=-938.08N Rbh=956.85N传动带上 Q=668N（6）画弯矩、转矩图 水平面的弯矩：Mah=100534 Nm M1h=50234 Nmm 垂直面的弯矩：Mav=0 M1v=50972 Nmm 合成弯矩： Ma=100534Nmm M1=T=58.255 Nm （7）判断危险截面并验算强度 MaM1判断 A截面为危险截面。:最大弯曲应力a= Ma/W= Ma/(0.1D33)=100.5341000/(0.1403)=19MPa 最大扭剪应力 取 =0.6 小于极限载荷 60MPa所以确定的尺寸是安全的 。（8）校核轴承寿命6208轴承，C=29.5kN B处所受力较大，校核B处预计寿命超过预计寿命，轴承设计符合要求。 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P= KW 转速为n=77.22 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩TC=KAT=1.3518.34=673.84Nm，查标准GB/T 50142003，选用LXZ2型弹性柱销联器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向大齿轮分度圆直径：d1=270mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08105Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=25.08105/270=3762.96N 求径向力FrFr=Fttan=3762.96tan200=1369.61NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 684.81 N（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA62= 116.65 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=41.09 Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=508.0 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=307.56Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：A键 87 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=44.77Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=444.771000/（30742） =20.30Mpa R (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=44mm L2=62mm T=120.34Nm查手册 选A型平键 GB1096-79B键128 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 T/（dhl）=4120.341000/（44850） = 27.34Mpa p (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mm L3=58mm T=513.63Nm查手册P51 选用A型平键键1811 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmp=4T/（dhl）=4513.631000/（601142）=74.11Mpa p (110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh1030016=48000小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.20N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1369.61N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6211轴承 Cr=4