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单机
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单机圆柱齿轮减速器的设计与加工,单机,圆柱齿轮,减速器,设计,加工
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单机圆柱齿轮减速器的设计与加工所在学院专 业班 级姓 名学 号指导老师 年 月 日37一、任务书3二、减速器的结构形式3三、电动机选择4四、传动比分配5五、动力运动参数计算5六、V带设计传动零件的设计6七、齿轮的设计计算107.1选择齿轮材料及精度等级107.2按齿面接触疲劳强度设计11八、轴的设计计算16十、箱体尺寸及附件的设计31总 结35参考文献36致 谢37一、任务书如下图1-1，这是一个带式运输机传动方案图，主要技术参数：1.原始数据 (自己假设）（1）运输带工作拉力F =1500/N; （2）运输带工作速度v=1.4/(m.s-1) )（3）卷筒直径D= 250 /mm.2.工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差5%。4.设计任务 编写设计计算说明书1份，绘制减速器装配图1张（A1图纸），零件工作图4张。 1-1二、减速器的结构形式本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构三、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：从电动机到工作机的传动总效率为：其中、分别为V带传动、单级圆柱齿轮减速器、滚动轴承、联轴器和滚筒的效率，查取机械基础P459的附录3 选取=0.96 、=0.98（8级精度）、=0.99（球轴承）、=0.99、=0.96故 (1)工作机的功率PW (3)所需电动机功率Pd又因为电动机的额定功率查机械基础P499的附录50，选取电动机的额定功率大于为2.42kW，满足电动机的额定功率 。3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：按机械设计课程设计手册（第三版）P5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。由相关手册V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为n筒=（624）107.01=6422568r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。（4） 确定电动机的型号选上述不同转速的电动机进行比较，查机械基础P499附录50及相关资料得电动机数据和计算出总的传动比，列于下表：方案电机型号额定功率kW电机转速r/min电机质量kg参考价格（元）总传动比同步转速满载转速1Y100L2-43150014203876013.272Y132S -6310009606310228.973Y132M-83750710798006.63表二为降低电动机重量和价格，由表二选取同步转速为1500r/min的Y系列电动机，型号为Y100L2-4。查机械基础P500附录51，得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：电动机的技术数据电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y100L2-43150014202.22.2四、传动比分配工作机的转速取，则五、动力运动参数计算（1） 转速n (2)功率P (3)转矩T 把上述计算结果列于下表：参数轴名输入功率 （kW）转速(r/min)输入转矩（N.m）传动比传动效率轴0（电动机轴）2.42142016.27530.96轴1（高速轴）2.348473.346.8734.420.9603轴2（低速轴）2.278107.0120110.9801轴3（滚筒轴）2.233197六、V带设计传动零件的设计（1）计算设计功率Pd表4 工作情况系数工作机原动机类类一天工作时间/h10161016载荷平稳液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（）；离心式压缩机；轻型运输机1.01.11.21.11.21.3载荷变动小带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛1.11.21.31.21.31.4载荷变动较大螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械1.21.31.41.41.51.6载荷变动很大破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机1.31.41.51.51.61.8根据V带的载荷平稳，两班工作制（16小时），查机械基础P296表4，取KA1.1。即（2）选择带型普通V带的带型根据传动的设计功率Pd和小带轮的转速n1按机械基础P297图1311选取。根据算出的Pd3.3kW及小带轮转速n11440r/min ，查图得：d d=112140可知应选取A型V带。（3）确定带轮的基准直径并验证带速由机械基础P298表137查得，小带轮基准直径为112140mm则取dd1= 112mm ddmin.=75 mm（dd1根据P295表13-4查得）表3. V带带轮最小基准直径槽型YZABCDE205075125200355500由机械基础P295表13-4查“V带轮的基准直径”，得=355mm 误差验算传动比： （为弹性滑动率）误差 符合要求 带速 满足5m/sv300mm，所以宜选用E型轮辐式带轮。总之，小带轮选H型孔板式结构，大带轮选择E型轮辐式结构。带轮的材料：选用灰铸铁，HT200。（7）确定带的张紧装置 选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。（8）计算压轴力 由机械基础P303表1312查得，A型带的初拉力F0119.15N，上面已得到=153.14o，z=3，则七、齿轮的设计计算7.1选择齿轮材料及精度等级根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，选用7级精度，要求齿面粗糙度。因为载荷中有轻微振动，传动速度不高，传动尺寸无特殊要求，属于一般的齿轮传动，故两齿轮均可用软齿面齿轮。查机械设计P322表1410，小齿轮选用45号钢，调质处理，硬度236HBS；大齿轮选用45号钢，正火处理，硬度为190HBS。取小齿轮齿数，则大齿轮齿数，使两齿轮的齿数互为质数，取值,选取螺旋角。初选螺旋角则实际传动比：传动比误差：，可用齿数比：由表1取（因非对称布置及软齿面）。7.2按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢制齿轮，所以由课本公式得：确定有关参数如下：1）确定公式内的各计算数值1)试选=1.352）由图10-30 选取区域系数 Z=2.43 3）由图10-26 则 4)计算小齿轮传递的转矩 5)由表10-7选取齿宽系数=0.96）由表10-6查得材料的弹性影响系数（4）、许用接触应力由图1查得，由式1计算应力循环次数由图1查得接触疲劳的寿命系数，通用齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求选取安全系数。所以计算两轮的许用接触应力：故得： 则模数：由表1取初步选择标准模数：（5）、校核齿根弯曲疲劳强度3.根据齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-17） （1） 确定计算参数1） 计算载荷系数2） 根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数4） 查齿形系数由表10-5查得, 5)查应力校正系数 由表10-3查得，, 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）由图10-18取弯曲疲劳系数, 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 9）计算大小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值较大（1） 设计计算对比计算结果，由齿根接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去，以满足弯曲强度。确定有关参数和系数：1）计算中心距 修正后的中心距为140mm. 2)按圆整后的中心距修整螺旋角 因改变不多，故参数,等不必修正。 3）计算大小齿轮分度圆直径 齿度： 取 ，其他几何尺寸的计算（，）齿顶高 由于正常齿轮， 所以齿根高 由于正常齿 所以全齿高 齿顶圆直径 齿根圆直径 名 称计 算 公 式结 果 /mm模数m2.5压力角n分度圆直径d151.375d2228.62齿顶圆直径齿根圆直径中心距140齿 宽八、轴的设计计算（1） 高速轴的设计 选择轴的材料和热处理采用45钢，并经调质处理，查机械基础P369表161，得其许用弯曲应力，。 初步计算轴的直径 由前计算可知：P1=2.348KW,n1=473.3r/min 其中，A取112。 考虑到有一个键槽，将该轴径加大5%，则 (2)求作用在齿轮上的力（3）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力因为装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册取。L1=1.75d1-3=46。大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取，L2=40。段装配轴承且，所以查手册。选用30307轴承。L3=B+5=21+15+5-2=39。（7）取安装齿轮的轴段的直径mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为45mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=46mm。轴环宽度，取取,有一轴肩定位轴承,高速轴的尺寸基本确定(10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为键1为36mm,键2为32mm（11）确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为1-1截面右侧弯矩为2-2截面处的弯矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=25580N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修正系数为0.6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。1、低速轴的设计(1)求低速轴上的转矩T(2)求作用在齿轮上的力（3）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查课本表10-1得强度极限，再由表15-1得许用弯曲应力（4）按扭转强度估算轴径根据表15-3查得得考虑到轴的最小直径处安装联轴器会有键槽存在，故将直径加大3%-5%取为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选用联轴器型号联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=28mm故取轴的最小径，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度（5）设计轴的结构由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器，为了满足半联轴器轴向定位要求，轴 1段的左端需要制出一轴肩，故取轴2段直径；右端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径D=30mm。联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈压在轴端上，取轴1段的长度(6)初步选定滚动轴承因为轴承同时受有径向力和轴向力,故选用单列圆锥滚子轴承.并根据轴2段的直径,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为故轴3段直径d3=d7=30mm，左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm（7）取安装齿轮的轴段的直径d4=34mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取h=3mm，轴环处的直径d5=40mm。轴环宽度，取（8）取轴承端盖的总宽度为10mm。根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器左端面的距离l=15mm故取（9）取齿轮距离箱体之间的距离a=15mm，滚动轴承距离箱体一段距离s=5mm，已知滚动轴承宽度T=20mm则低速轴的尺寸基本确定(10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 查课本表6-1得1段轴的键槽，4段轴的键槽，键的长度均为28mm（11）确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为，圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,（12）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩，并作出弯矩图作水平面内的弯矩图。支点反力为1-1截面处和2-2截面处的弯矩作垂直平面内的弯矩图，支点反力1-1截面左侧弯矩为1-1截面右侧弯矩为2-2截面处的弯矩为作合成弯矩图1-1截面2-2截面作转矩图T=87420N.mm求当量弯矩因减速器单向运转,修正系数为0.6确定危险截面及校核强度截面1-1、2-2所受的转矩相同，但弯矩，并且轴上还有键槽，故1-1可能为危险截面。但由于也应该对截面2-2校核1-1截面2-2截面由表15-1得许用弯曲应力，满足条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。（三）、滚动轴承选择2、高速轴轴承的校核根据轴承型号30307查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向右窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.1、低速轴轴承的校核根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N；基本额定静载荷为： 求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：求两轴承的计算轴向力对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力，Y由设计手册查得为1.9，因此可以估算：则轴有向左窜动的趋势，轴承1被压紧，轴承2被放松求轴承当量动载荷 查设计手册知e=0.31查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击,查课本表13-6得 则 验算轴承寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算选择轴承满足寿命要求.5.1 键的选择与校核5.1.1 键的选择在本设计中，所选择的键的类型均为A型圆头普通平键，其材料为45钢，在带轮1上键的尺寸如下表所示：轴键键槽半径r公称直径d公称尺寸bh宽度b深度公称尺寸b极限偏差轴t毂一般键联结轴N9毂9公称尺寸极限偏差公称尺寸极限偏差最小最大288780-0.0360.0184.0+0.203.3+0.200.250.405.1.2 键的校核5.1.2.1 键的剪切强度校核键在传递动力的过程中，要受到剪切破坏，其受力如下图所示：图5-6 键剪切受力图键的剪切受力图如图3-6所示，其中b=8 mm,L=25 mm.键的许用剪切应力为=30 ，由前面计算可得，轴上受到的转矩T=55 Nm ，由键的剪切强度条件： （其中D为带轮轮毂直径） （5-1） =10 M30 （结构合理）5.1.2.2 键的挤压强度校核键在传递动力过程中，由于键的上下两部分之间有力偶矩的作用，迫使键的上下部分产生滑移，从而使键的上下两面交界处产生破坏，其受力情况如下图所示：（初取键的许用挤压应力=100 ）图5-7 键挤压受力图由 （5-2） =2000 N又有 （5-3）8 结构合理十一、联轴器的选择：联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N.mm。半联轴器的孔径=24mm（6）润滑与密封 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为1m/s 2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。十、箱体尺寸及附件的设计采用HT250铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=154.5mm，取整160mm 总长度L：总宽度B： 总高度H： 箱座壁厚：，未满足要求，直接取8 mm箱盖壁厚：，未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=6.8 mm箱盖肋厚m1：=0.85*8=6.8mm扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁螺栓间距s：高速轴上的轴承： 低速轴上的轴承： 轴承旁凸台半径R1： 箱体外壁至轴承座端面距离： 地脚螺钉直径： 地脚螺钉数量n：因为a=160mm250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： 凸缘联接螺栓直径： ,取10mm凸缘联接螺栓间距L：， 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=6, n4 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径：,取d46mm检查孔盖螺钉数量n：因为a=160mm3050 ，取 40mm 箱体内壁至箱底距离： 20mm减速器中心高H： ，取H185mm。箱盖外壁圆弧直径R： 箱体内壁至轴承座孔外端面距离L1： 箱体内壁轴向距离L2： 两侧轴承座孔外端面间距离L3： 2、附件的设计（1）检查孔和盖板查机械基础P440表204，取检查孔及其盖板的尺寸为：A115，160，210，260，360,460，取A115mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4为M6，数目n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL11590957075503104M615（2）通气器选用结构简单的通气螺塞，由机械基础P441表205，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm）： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3）油面指示器 由机械基础P482附录31，取油标的尺寸为：视孔 A形密封圈规格（4）放油螺塞螺塞的材料使用Q235，用带有细牙螺纹的螺塞拧紧，并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由机械基础P442表206，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm）：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5）定位销 定位销直径 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。12+1224，取L25mm。（6）起盖螺钉起盖螺钉10mm，两个，长度L箱盖凸缘厚度b1=12mm，取L15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用35钢制造，热处理。（7）起吊装置箱盖上方安装两个吊环螺钉，查机械基础P468附录13，取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm）：
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