一级圆柱齿轮减速器[F=2300N V=1.5 D=450mm]【优秀机械课程毕业设计论文】
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一级
圆柱齿轮
减速器
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- 资源描述：
-
文档包括:
说明书一份,18页,5300字左右.
图纸共3张,如下所示
A0-装配图.dwg
A2-齿轮.dwg
A2-轴.dwg
- 内容简介：
-
1 机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定 . . . 、原始数据 . . .、确定电动机的型号 . . . . 、确定传动装置得总传动比及分配 . 、传动零件设计计算 . . 、 V 带 . 、齿轮 、减速箱箱体 . . .、轴及滚动轴承设计计算 . .、键联接得选择和强度校核 . . . 、 滚动轴承设计 选择和计算 . . . 、减速器 密封和润滑的设计 . . 18 九、联轴器的设计计算 . . 18 设计题目： V 带 单级圆柱减速器 设计者： 学 号： 200导教师： 2010 年 7 月 12 日 2 带式运输机一级齿轮减速器设计 一、带式运输机传动图如下： 二、原始数据 1输送带工作拉力： F=2300N ； 2输送带工作速度： V=s ； 3滚筒直径： D=450 4滚筒效率： （不包含轴承）； 5采用斜齿圆柱齿轮传动； 6允许输送带速度误差为 5%； 7工作情况：两班制，连续单向运转，载荷性质为轻微冲击； 8使用折旧期 10 年 ； 9动力来源：电力，三相交流，电压 380V； 10制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 三、确定电动机的型号 (1) 选择电动机类型： 选用 Y 系列三相异步电动机 (2) 选择电动机功率 3 运输机主轴上所需要的功率： P=000=2300 000=动装置的总效率： 21 2 3 4 5 6 1，2，3，4，5，6分别是： V 带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为 7），滚动轴承（圆锥滚子轴承一对），联轴器（弹性联轴器），滚筒轴承效率，运输带的效率。查课程设计表 2 取：1 2 3 4 5 60 . 9 6 , 0 . 9 9 , 0 . 9 8 , 0 . 9 9 , 0 . 9 9 , 0 . 9 6 所以： 20 . 9 6 0 . 9 9 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 8 5 8 8 电动机所需功率： =1 式中，取载荷系数 K 1 电动机的额定功率 4 3）选择电动机的转速 滚筒的转速： n 筒 =60 1000V/ D=60 1000 450r/动机的合理同步转速： 取 V 带传动比范围 (表 2i 2 4；单级齿轮减速器传动比2i 3 624。故电动机转速的可选范围为n=（ 624） 合这一范围的同步转速有 1000 和 1500r/ 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动比方案：如指导书 第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选 n=1500r/确定电动机型号： 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 查表 16 电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合） 电动机型号 额 定 功 率(同 步 转 速(r/满载转速 r/堵载转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 1500 1440 、确定传动装置总传动比及分配 传动装置总传动比 ： i =nm/n=1440/配各级传动比 初取齿轮 i =i =i i总 齿 带 i = i / i = 2 2 . 6 1 / 3 . 9 = 5 . 9总齿 带 4 （ 1）计算各轴的输入功率 电动机轴： P=（减速器高速轴 P = 4 0 . 9 6 = 3 . 8 4 K W带轴（减速器低速轴）I I P = 3 . 8 4 0 . 9 9 0 . 9 8 = 3 . 7 3 K W 轴 承 齿 轮（ 2） 计算各轴得转速 电动机轴 440 r/ I I n i = 1 4 4 0 3 . 9 = 3 6 9 . 2 3 r / m i n带轴 I I I I n / i = 3 6 9 . 2 3 / 5 . 9 = 6 3 . 5 1 r / m i （ 3）计算各轴得转矩 电动机轴 49 5 5 0 9 5 5 0 2 6 . 5 31440dd 轴 1113 . 8 49 5 5 0 9 5 5 0 9 9 . 3 8369 轴 2223 . 7 3 9 5 5 0 9 5 5 0 5 6 5 . 4 263 上述数据制表如下： 参数 轴名 输入功率 （ 转速 （ / 输入转矩 （ ） 传动比 i 效率 电动机轴 4 1440 （减速器高速轴） 69 （减速器低速轴） 3 、传动零件得设计计算 1. 普通 V 带传动得设计计算 确定计算功率1 . 2 4 4 . 8C a A P k W ，式中工作情况系数取 根据计算功 率机械设计基础图 10 5 择 A 型 V 带。 确定带轮的基准直径12,00dd 大带轮的直径2 1 1 3 . 9 1 0 0 3 9 0i d m m 根据国标： 取大带轮的直径2 4 0 0dd 验 证带速 11 3 . 1 4 1 0 0 1 4 4 0 7 . 5 3 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s ,在 5 / 2 5 /m s m 带的速度合适。 确定 V 带的基准直径和传动中心距0 1 2 0 1 21 22 d d d dd d a d d ，取0 400a 带的基准长度： 0 22210 1 204 0 0 1 0 02 2 4 0 0 5 0 0 1 6 4 1 . 2 52 4 2 4 4 0 0d a d d m 查机械设计基础表 10取带的基准直径长度 1 6 0 0dL m m实际中心距：00 4 1 . 2 55 0 0 4 7 9 . 3 7 522a m m 验算主动轮的最小包角 211 1 8 0 5 7 . 3 1 4 4 . 1 9 0 故主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数 z 00 P K K 由1 1 4 4 0 / m 1 100dd 查 机械设计基础表 100 1 . 3 2P ，由 3 . 9i ，查表 100 0 . 1 7P， 查表 10 ，查表 10 4 . 8 3 . 71 . 3 2 0 . 1 7 0 . 8 8 0 . 9 9z ， 取 4z 根。 计算 V 带的合适初拉力000 2 . 5 1q vz v K 查 机械设计基础 表 10 q kg m 得 205 0 0 4 . 8 2 . 5 1 0 . 1 7 . 5 4 1 5 2 . 1 84 7 . 5 4 0 . 8 8 6 计算作用在轴上的载荷10 1 4 4 . 12 s i n 2 4 1 5 2 . 1 8 s i n 1 1 5 8 . 1 822pF z F N 带轮的结构设计 （单位） 轮 尺寸 小带轮 大带轮 槽型 A A 基准宽度1 间距 e 15 5 边距 轮缘厚 6 外径 1 0 5 . 5a d ad d h 2 2 4 0 5 . 5a d ad d h 内径 30 带轮宽度3 3 6 3B f e 3 2 3 6 3B f e 带轮结构 实心式 轮辐式 V 带轮采用铸铁 造，其允许的最大圆周速度为 25m/s. （ 1）择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为 45 号钢，调质，1 230（考虑到齿 轮使用寿命较长 (大齿轮材料取为： 质，2 240 选取齿轮为 7 级的精度（ 0095 1998） 初选螺旋角 14 选小齿轮的齿数1 17z ；大齿轮的齿数2 1 7 5 . 9 1 0 1z （ 2）按齿面接触疲劳强度设计 7 2 1 选初选载荷系数 2 计算小齿轮传递的转矩 5 541119 5 . 5 9 5 . 5 3 . 8 4 9 . 9 3 8 0 10 n 3 选取齿宽系数 d=1 4 有表 10 6 查 得材料的弹性影响系数 12E = 1 8 9 . 8 M p 图 10 30 选取区域系数H= 5 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限H = 6 0 0 M P a：大齿轮的接触疲劳强度极限H 5 5 0 M P a6 计算应力循环次数 91 6 0 j = 6 0 3 6 9 1 2 8 3 0 0 1 0 ) = 1 . 0 6 2 7 2N 1 0 （ 812 1 . 8 0 15 . 9N 1 0N 7 接触疲劳寿命系数120 . 9 0 ; 0 . 9 5H N H 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 S= 1 11 540 i m M P K 2 22 5 2 2 . 5 i m M P K 12 5 3 1 . 2 52 P a 9 计算小齿轮分度圆直径 查表的120 . 7 8 , 0 . 8 712 1 . 6 5 8 2 =0 计算圆周速度 11 3 . 1 4 5 5 . 4 3 3 6 9 1 . 1 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0m s 11 计算齿宽 b 及模数 5 5 . 4 3 5 5 . 4 3tb d m 11c o s 5 5 . 4 3 c o s 3 . 1 617 14m m m 2 . 5 5 2 . 5 5 3 . 1 6 7 . 1 1m m m 5 5 . 4 37 . 8 07 . 1 112 计算重合度b10 . 3 1 8 t a n 0 . 3 1 8 1 1 7 t a n 1 4 1 . 3 4 8b d z 13 计算载荷系数 k 已知使用系数 1，根据 v=s， 7 级精度，查得动载系数K=K=1 . 2。 1 1 . 0 7 1 . 4 2 1 . 2 1 . 8 2A V H K K K 14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 3311 1 . 8 25 5 . 4 3 5 8 . 2 81 . 6m m m 15 计算模数o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 3 . 3 317n m m m z （ 3）按齿根弯曲强度设计 213 212 F a S O 9 1 确定公式内的各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1 500 P a ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限2 380 P a ；弯曲疲劳寿命系数120 . 8 1 , 0 . 8 8F N F 2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S= 1 110 . 8 1 5 0 0 2 8 9 . 2 91 . 4E M P a M P K 2 220 . 8 8 3 8 0 2 3 8 . 8 61 . 4 P a M P 3 计算载荷系数 1 1 . 0 7 1 . 2 1 . 3 2 1 . 6 9A V H F K K K 4 根据纵向重合度b=得螺旋角影响系数 5 计算当量齿数 123 3 3 312 1 8 1 0 11 8 . 6 1 , 1 1 0 . 5 6c o s c o s 1 4 c o s c o s 1 4 6 查取齿形系数 122 . 8 7 2 , 2 . 1 8 2F a F 7 查取应力校正系数 121 . 5 3 6 , 1 . 7 9 2S a S 8 计算大、小齿轮的并加以比较 1112 . 8 7 2 1 . 5 3 6 0 . 0 1 5 2 52 8 9 . 2 9F a S 2222 . 1 8 2 1 . 7 9 2 0 . 0 1 6 3 72 3 8 . 8 6F a S 大齿轮的数值大 9 设计计算： 423 22 1 . 6 9 9 . 9 3 8 1 0 0 . 8 8 ( c o s 1 4 ) 0 . 0 1 6 3 7 2 . 1 31 1 7 1 . 6 5 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数0 曲疲劳强度计算的法面模数，取满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d=计算应有的齿数。于是由 11c o s 5 8 . 2 8 c o s 1 4 2 2 . 6 22 . 5m 取1 =23Z，则21 5 3 1 3 5 . 7Z i Z 齿，取2 =136Z（ 4）几何尺寸计算 1 计算中心距 1 2 n( ) m ( 2 3 1 3 6 ) 2 . 5= m m = 2 0 4 . 8 3 m m2 c o s 2 c o s 1 4 圆整后后中心距为 205 按圆整后的中心距修正螺旋角 1 2 z m 2 3 + 1 3 6 2 a r c c o s = a r c c o s = 1 4 1 0 4 8 2 a 2 2 0 5 （ ）因 改变不多，故参数、 k、 3 计算大、小齿轮的分度圆直径 1n1 3 2 . 5d = = m m = 5 9 . 3 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 2n2 3 6 2 . 5d = = m m = 3 5 0 . 9 m mc o s c o s 1 4 1 0 4 8 4 计算齿轮宽度 d =59.3整后取21B = 6 0 m m B = 6 5 m m， 齿轮传动的几何尺寸，制表如下： (详细见零件图 ) 名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮 中心距 a 12 2 c o z 205动比 i 12zi z 11 法面模数 面模数 法面压力角 n略 20 螺旋角 一般为 8 20 14 1048全齿高 h h h数 Z 略 23 136 分度圆直径 d 查表 7顶圆直径 根圆直径 表 7轮宽 b 查表 750旋角方向 查表 7旋 右旋 3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计： 查机械设计课程设计手册表 11结果列于下表： 名称 符号 尺寸大小 结果 (机座壁厚 一级 8a 二级 8a 8 机盖壁厚 1 一级 8a 二级 8a 8 机座凸圆厚度 b 12 机盖凸圆厚度 1b 12 机座底凸圆厚度 2b 20 地脚螺钉直径 2 20 地脚螺钉数目 n 2 5 0 42 5 0 5 0 0 6500时 ，时 ，时 ， 84 轴承旁联接螺栓直径 1d 15 机盖与机座联接螺栓直径 2d ( 0.6)10 联接 螺栓 2d 的间距 l 150200 150 轴承端盖螺钉直径 3d ( 10 12 窥视孔盖螺钉直径 4d ( 8 定位销直径 d 2( 0.8)d 8 f 1 2d d d、 、 至外箱壁距离 1C 略 至凸缘边缘距离 2C 略 轴承旁凸台半径 1R 2C 凸台高度 h 略 外箱壁至轴承座端面距离 1l 12( 5 1 0 ) 铸造过度尺寸 略 大齿轮顶圆与内箱壁间距 1 10 齿轮端面与内箱壁距离 2 10 箱盖、箱座肋厚 1 110 . 8 5 ; 0 . 8 5 承端盖外径 2D 3(5 5 承 外 径 ）（ ）轴承旁联接螺栓距离 s 2 般 取 4、轴的设计计算 1、输入轴的 设计 求作用在齿轮上的力： P 3 . 8 4T = 9 5 5 0 0 0 0 9 5 5 0 0 0 0 9 9 3 8 2n 3 6 9 N m m N m m 因已知小齿轮的分度圆直径为： 1d =而t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n F t a n = 3 3 5 2 t a n 1 4 1 0 4 8 N = 8 4 7 N (1)按扭转强度估算轴的最小直径 选用 45 号钢 调质，硬度 217255的输入功率为 3 W，转速为 369r/ A=112，于是得： 13 330 3 . 8 4d 1 1 2 2 4 . 5369m m m (2)确定轴各段直径和长度 1 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取 30带轮的宽度 ( 1 ) 2 ( 4 1 ) 1 5 2 9 6 3B Z e f m m 。则第一段长度取1 65L 2 右起第二段直径取 38据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱 体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30取第二段的长度 0 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 6208 型轴承，其尺寸为 d D B=40 80 18，那么该段的直径为 40度为 8 右起第四段，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 48度取 10 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 度圆直径为 轮的宽度为 65则，此段的直径为 44度为 3 右起第六段，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 8度取 10 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 40度 8 （ 3）求齿轮上作用力的大小、方向 1 小齿轮分度圆直径： 作用在齿轮上的转矩为： 99382N 求圆周力： Ft t 12 T 2 9 9 3 8 2F = 3 3 5 2d 5 9 . 3 4 求径向力 Fr rt t a n t a n 2 0F = F 3 3 5 2 1 2 5 8c o s c o s 1 4 1 0 4 8 n （ 4）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： / 2 3 3 5 2 / 2 1 6 7 6A B F N N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 14 那么 / 2 1 2 5 8 / 2 6 2 9A B F N N （ 5）画弯矩图 第四段剖面 C 处的弯矩： 面的弯矩： 6 2 1 6 7 6 6 2 / 1 0 0 0 1 0 3 . 9 1 2 N m N m 面的弯矩： 12 6 2 6 2 9 6 2 / 1 0 0 0 3 8 . 9 9 8c c R N m N m 弯矩 ： 2 2 2 21 2 1( ) 1 0 3 . 9 1 2 3 8 . 9 9 8 1 1 0 . 9 9C C C M M N m （ 7）画转矩图： T= =m （ 8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： 2 2 2 222 ( ) 1 1 0 . 9 9 ( 9 9 . 3 9 0 . 6 ) 1 2 6e C T N m （ 9）判断危险截面并验算强度 1 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2 126 m 由设计基础表 13 : =60 则： 22 343/ / ( 0 . 1 )1 2 6 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 8 ) 1 1 . 3 9 1e e C e M a 2 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： 2 5 9 . 6 3 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )5 9 . 6 3 1 0 0 0 / ( 0 . 1 3 0 ) 2 2 . 0 9 1e D M a 所以确定的尺寸是安全的 . 2、 输出轴的设计计算 （ 1）按扭转强度估算轴的直径 选用 45 号钢 调质，硬度 217255的输入功率为速为3 r/设计基础 13，并查表 13 0 110A d330 3 . 7 31 1 0 4 2 . 8 763m (2)确定轴各段直径和长度 15 1 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 45据计算转矩2C a A 3 . 7 3T = K T = 1 . 3 9 5 5 0 N = 7 3 5 . 0 4 7 N m ，查标准 5014 2003，选用 弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L=84段长 2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 52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 30取该段长为 4 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 d D B=55 100 21，那么该段的直径为 55度为 6 4 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 第四段的直径取 60轮宽为 b=60了保证定位的可靠性，取轴段长度为 8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 66长度为 0 右起第六段，考虑定位轴肩，取轴肩直径为 1度为 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 55度13)求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径：2d= 作用在齿轮上的转矩为： 105N 求圆周力： t=2T2/ 105/ 求径向力 r=0 48 N= 4）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： / 2 3 2 2 0 . 2 9 / 2 1 6 1 0 . 1 5A B F N N 垂 直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 那么 / 2 8 1 3 . 6 6 / 2 4 0 6 . 8 3A B F N N （ 5）画弯矩图 16 右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩： 6 2 / 1 0 0 0 9 9 . 8 3 N m 垂直面的弯矩： 12 6 2 / 1 0 0 0 2 5 . 2 2C C R N m 合成弯矩： 2 2 2 21 2 1 9 9 . 8 3 2 5 . 2 2 1 0 2 . 9 7C C C M M N m N m （ 6）画转矩图： T= 1000=565 N m （ 7）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环， =得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩： 2 2 2 222 ( ) 1 0 2 . 9 7 ( 0 . 6 5 6 5 ) 3 5 4 . 2 9e C T N m N m （ 8）判断危险截面并验算强度 1 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2 3 5 4 . 2 9 m,由设计基础表 13 : =60 则： 22 343/ / ( 0 . 1 )3 5 4 . 2 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 6 0 ) 1 6 . 4 0 1e e C e M a 2 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： 2 0 . 6 5 6 5 3 3 9 N m （ ） 313/ / ( 0 . 1 )3 3 9 1 0 0 0 / ( 0 . 1 4 5 ) 3 7 . 2 0 1e D M a 所以确定的尺寸是安全的 。 六、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 01=65手册得选用 C 型平键，得： A 键 8 7 L=57 m ， h=7 根 据 p =4 T/(d h L)式得 p =4 T/(d h L) =4 1000/（ 30 7 57） = R (1102 输入轴与齿轮 1 联接采用平键联接轴径 431T=手册 A 型平键，得 B 键 12 8 =31h=8 p =4 1T/（ d h l） =4 1000/（ 44 8 51） = p (110 17 3输出轴与齿轮 2 联接用平键联接，轴径 08m。查手册 用 A 型平键，得 B 键 18 11 L=02 h=11 p =4 d h l） =4 1000/（ 60 11 42） = p (110 4输出轴与联轴器联接用平键联接， 452m。查手册 用 A 型平键，得 B 键 12 8 ， 12 8 L=20h=8 p =4 d h l） =4 1000/（ 45 8 70） = p (110七、滚动轴承设计根据条件 ： 轴承预计寿命 10 360 8 2=57600 小时 （ 1）初步
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