机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书1.docx
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机械设计课程设计一级圆柱齿轮减速器说明书1
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Z
3.7确定粗拉力Fo
3.8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
421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=1.8KN,输送带的工作速度V=1.1m/s,输送机滚
筒直径D=240mm。
1.3传动系统工作条件
带式输动机工作时有轻微的震动,单向运转,双班制工作(每班工作8小
时),要求减速器设计寿命为5年(每年按365天计算),机器的工作环境清洁,机器的年产量为大批量。
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
(1)工作机的功率Pw
Pw=FV/1000=1800X1.1/1000=1.98kw
(2)总效率总
_3
总=带齿轮联轴器滚筒轴承
=0.960.97%.99区.955%.93=0.8412~0.82
其中,联轴器选择的是凸缘联轴器,效率用1表示;轴承选择的是深沟球轴承,效率用2表示;齿轮传动选择的是8级精度的一般齿轮传动,效率用3表示;卷筒的效率用4;V带效率用5表示。
(3)所需电动机功率Pd
PdFW/总1.98/0.842.35(KW)
查《机械零件设计手册》得Ped=3kW
电动机选用Y132S-6n满=960r/min
2.3传动比分配
工作机的转速n=60X1000v/(D)
=60X1000X1.0/(3.14X240)
=79.58r/min
电动机选用:
Y132S1-6
112.84
124.26
in/n960/79.5812.1
取ii2.84则i2i/h12.1/2.844.26
计算及说明
结果
2.4动力运动参数计算
(一)转速n
n0=n满=960(r/min)
nI=no/i带=门满/i带=960/2.84=338(r/min)
nII=nI/i齿=338/4.26=79.34(r/min)
n皿=n=79.34(r/min)
(二)功率P
PoPd2.54(kw)
P1P052.540.962.44(kw)
P2R232.440.990.972.34(kw)
P3P2122.340.980.992.27(kw)
(三)转矩T
T09550P0/n095502.54/960
=25300(N•mm)
T1T052i1253000.960.992.84
68300(Nmm)
T2T123i2683000.990.974.26
=279400(N•mm)
T3T2212794000.990.98
=271000(N•mm)
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
T/
(N-mm)
i
0
2.54
960
25300
2.84
0.96
1
2.44
338
68300
2
2.34
79.34
279400
4.26
0.96
3
2.27
79.34
271000
1
0.97
第三章V带传动设计
3.1确定计算功率
Pc=
2.794KW
查表得KA=1.1,则
PC=KAP=1.水2.54=2.794KW
3.2确定V带型号
选用A型普通V带
按照任务书得要求,选择普通v带。
根据PC=2.794KV及n1=960r/min,查图确定选用A型普通V带
3.3确定带轮直径
5mfsvvv25m/s,带速合适。
(3)计算大带轮直径
dd2=
311.7m
dd2=iddi(1-£)=2.84x100X(1-0.02)=311.7mm根据GB/T13575.1-9规定,选取dd2=300mm
(4)验算传动比误差
理论传动比:
3
实际传动比:
i=300/(100X(1-0.02))=3.06
传动比误差=(3.06-2.84)/2.84=0.04=4%<5%
符合要求
3.4确定带长及中心距
(1)初取中心距a0
0.7dd1dd2
2dd1dd2
得280<800,根据总体布局,取a)=400mm
Ldo2a0亠dd1dd2
dd1dd2
2
4a°
“c300
2
100
=2400100
300
=1453.3mm
2
4
400
⑵确定带长Ld:
根据几何关系计算带长得
根据标准手册,取Ld=1400mm。
(3)计算实际中心距
L-L
aa0」一=400
02
3.5.验算包角
1453.3-1450
2
=373.75mm
180dd2dd157.3
a
=180
300100
373.75
57.3=149.34。
>120°,包角合适。
取a=
400mm
取Ld=
1453.3mm
中心距
a=373.75mm
包角a
149.34
包角合适
3.6.确定V带根数Z
巳
Z>(PcP°)KKl
根据dd1=100mn及n1=960r/min,查表得P0=0.96KW,AP0=0.11KW
中心距a=373.75mm
包角a=149.34°
包角合适
查表得:
Ka=0.92
Kl=0.96
则Z>2.794=2.96,取Z=3
(0.960.11)0.920.96
3.7.确定粗拉力F。
Pc/2.52
F°=500
(1)qv
vZK
查表得q=0.1kg/m,则
279425
Fo=500“1)0.15.03=147.69N
5.0330.92
3.8.计算带轮轴所受压力Q
1149.34
Q=2ZFsin—^=2X3X147.69xsin=855.95N
22
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,HB=236
大齿轮选用45号钢,正火处理,HB=190
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
由《机械零件设计手册》查得
Hlim1570MPa,Hlim2390MPa,SHlim=1
Flim1220MP,Flim2170MR,Sf^1.25
n,n2338/79.344.26
由H1严2570570MP
SHlim1
Hiim2390
H2——390MPa
Shlim1
计算及说明
结果
F1Flimi220176MR
Sflim1.25
「2Flim2170136MP
Sflim1.25
按接触疲劳强度设计
(一)小齿轮的转矩TI
T19550R/n195502.44/33868300(Nm)
(二)选载荷系数K
由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载
荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。
查《机械设计
基础》教材中表得,取K=1.1
(三)计算齿数比
=4.26取Z1=18,贝UZ2=76.68
Z1=18
取Z2=76,则齿数比u=4.22
Z2=76
(四)选择齿宽系数d
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。
查
《机械原理与机械零件》教材中表得,取d二1.2
(五)计算小齿轮分度圆直径d1
计
算及说明
结果
d1>76.6
33
/K「(u1)
J2=76.6
Vd[H2]u
11.168300(4.22
1)
V1.239024.22
=61.17(mm)
(六)计算模数
d1=63mm
m=61.17/18=
3.39取标准模数3.5
(七)计算齿轮的主要尺寸
d2=266m
m
d1mZ1
3.51863(mm)
d2mZ
23.576266(mm)
a=
164.5mm
中心距a—d1
2
1
d2-63266164.5
2
mm,
齿轮宽度B2dC
h1.26374.6(mm)
取
B2=75(mm)
B1=80mm
B2=75mm
B1=B2+(5〜10)
取
B1=80(mm)
计算及说明
结果
(八)计算圆周转速v
d1n13.1463338…,
V=
v111.11m/s
601000601000
1.11(m/s)
4.2.2齿轮弯曲强度校核
(一)由3.2.1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力
F1220MPa
F2170MP
(二)计算两齿轮齿根的弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
Yf1=3.02
YF2=2.25
比较Yf/f的值
YF1/[F1〕=0.0137〉Yf2/[F2〕=0.0132
计算小齿轮齿根弯曲应力为
2KT1YF121.1683003.02
B2m2Z2753.5266
强度足够
25.72(MPa)
齿轮的弯曲强度足够
4.2.3齿轮几何尺寸的确定
由《机械零件设计手册》得h*a=1c=0.25
da1=
70mmda2=273mm
齿顶圆直径da
da1d12ha1Z12ham(1821)3.570(mm)
da2d22ha2乙2ham(7621)3.5273(mm)
齿根圆直径df
df1d12hf6321.253.554.25(mm)
df2d22hf26621.253.5257.25(mm)
4.3齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造大齿轮的关尺寸计算如下:
轴孔直径
d=
55(mm)
轮毂直径
d1=1.6d=1.6X55=88(mm)
轮毂长度
l
B275(mm)
轮缘内径
D1
=da210mn=2663.5=262.5mm
D
=0.5(D-|+d1)=175mm
d。
=20mm
C1
=20mm齿轮倒角n=0.5m=0.5X2=1
第五章轴的设计计算
5.1轴的材料和热处理的选择
由《机械零件设计手册》中的图表查得
选45号钢,正火处理,HB217〜255
b=600MPac=110-118
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
主动轴d1=cJ旦=118=22.15
n1\338
3i3i
从动轴d2=cP2=118.2.34=36.46
\n2V79.34
考虑键槽d1=22.15X1.03=22.81
考虑键槽d2=36.46X1.03=37.55
选取标准直径d1=25mm
选取标准直径d2=38mm
5.2.2轴的结构设计
根据轴上零件的定位、装拆方便的需要,同时考虑到强度的原则,
主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。
各段分开考虑
高速轴(轴1)
直径设计
链轮处d=25
油封处由a=(0.07-0.1)d链轮,取a=2.5,d=30
轴承处选6207由比油封处略大,查标准值,取d=34
齿轮轴d=d齿顶=70
轴肩处d=42
宽度设计
链轮处带轮宽度-2,L=40-50,取b=42
油圭寸处20mm端盖,25mm空余,取b=45
轴承处17+甩油环15=32
轴肩处b=1.4a=1.4X2.5=3.5,取b=8齿轮处b=bi=80
低速轴(轴2)直径设计联轴器处d=dmin=38
油封处a=(0.07-0.1)d,取a=3.5,d=45
轴承处选6210,宽20,取d=50
齿轮处取d=50
轴肩处a=(0.07-0.1)x55,取a=4,d=63
宽度设计
轴承处b=20+甩油环15=35
轴肩处取b=8
齿轮处取b=75-2=73
轴承处b=2+套筒10+甩油环15+轴承20=45(为使齿轮两侧轴承宽度对称所以加10mm套筒)
油封处取b=45
联轴器处b=60-2=58
5.2.3轴的强度校核
低速轴的强度校核
(1)求轴传动的转矩T=279400N.mm
(2)求轴上传动件作用力
圆周力Ft=2T2=2X279.4X1000/266=2101N
d2
径向力Fr=Fttana=2101xtan20°=764.7N
由于为直齿轮,轴向力Fa=0
(3)确定轴的跨距
左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为:
70.5mm
联轴器作用点与右端轴承支反力作用点的间距为85mm
(4)按当量弯矩校核轴的强度做轴的受力简图和弯矩图如下所示作水平面受力图及弯矩图
可知B处当量弯矩最大,ebMCT2290.3(Nmm)
对于45钢,查表知b=600MPa,1b=55MPa
33
d>\—Me=290300=37.5(mm)
\'0.1ib\0.1*55
考虑键槽d=37.5mm<55mm
则强度足够
结果
计算及说明
第六章轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核
考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用单列深沟球轴承,根
据轴颈值查《机械零件设计手册》选择6207和6210各一对
(GB/T276-1993)
寿命计划:
两轴承受纯径向载荷轴承2
Fa=2446.8N,Fb=7350N,取Fb校验P=Fb=7350N
预期寿命为:
4年,单班制
L=4X365X8=11680 寿命合格。 轴承1 Fa=1084.9N,Fb=1383.8N,取Fb校验 P=Fb=1383.8N 从动轴轴承寿命: 深沟球轴承 6210,基本额定功负荷 Cr=25700N ft=1 =3 3 25700 =316000h 1383.8 预期寿命为: 4年,单班制 L=4X365X8=1168OvL[0h 寿命合格。 6.2 键的选择计算及校核 (一)低速轴从动轴外伸端 d=38,考虑键在轴中部安装故选键10 X50 GB/T1096—2003,b=10,L=50,h=8,选45号钢,其许用挤 压力 p=125~150MPa 2T 4279400” p= : =73.53MPa pdkl 38850 则强度足够, 合格 (二) 低速轴与齿轮联接处 d=5mm,考虑键槽在轴中部安装,故同 一方位母线上,选键16X70GB/T1096—2003,b=16mm,L=70mm, h=10mm,选45号钢,其许用挤压应力p=125~150MPa 2T 4279400“一r P=-= =29.03MPa pdkl 551070 则强度足够,合格 (三) 高速轴链轮处,考虑键槽在轴中部安装,故同一方位母线上, 选键 8X36,GB/T1096—2003,b=8mm,L=70mm,h=7mm,选 45号钢,其许用挤压应力 p=125~150MPa 2T 468300 p== =43.37MPa pdkl 25736 则强度足够,合格 计算及说明 结果 6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳,速度不咼,无特殊要求,考虑拆装方便及经济问题,选用刚性联轴器 K=1.5 TC=KT=1.5X281.7=422.5 选用GY5 型刚性凸 缘联轴器 选用GY5型刚性凸缘联轴器, d=38,满足条件。 GY5型刚性凸缘联轴器有关参数 许用 夕卜 公称转速轴孔 轴孔径轴孔 型号 转矩n/直径 长度材料轴孔 D/m类型 T/(N・m)/.1d/mm L/mm (r-min m GY5 500800035 HT20 60120HTJ1型 0 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 齿轮浸油 7.1.1润滑方式 润滑 1.齿轮V=1.11v2m/s轴承应采用用脂润滑。 轴承脂润 7.1.2润滑油牌号及用量 滑 轴承用 2L—3型 润滑脂 计算及说明 1.齿轮润滑选用150号机械油,最低〜最高油面距10〜20mm 需油量为1.5L左右 2.轴承润滑选用2L—3型润滑脂,用油量为轴承间 隙的1/3〜1/2为宜 7.2密封形式 1•箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封 3.轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖的间隙,由于V<3(m/s),故选用半粗羊毛毡加以密圭寸 4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封,防止润滑油进入轴承内部 7.3减速器附件的选择确定 列表说明如下: 计 算及说 1明 结果 名称 功用 数量 材料 规格 销 定位 2 35 GB/T1178X32 调整垫圈 调整安装 4组 08F 成组 油标尺 测量油 面高度 1 组合件 M12 通气器 透气 1 六角螺塞 及油圈 密封换油孔 1 M18X1.5 JB/ZQ4450-1986 注: 螺栓及螺钉规格参考装配图 7.4箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5=15mm 箱盖厚度1=10mm箱盖凸缘厚度4=1.51=15mm 箱底座凸缘厚度b2=2.5=25mm, 轴承旁凸台半径R=16mm 齿轮轴端面与内机壁距离h=12mm 大齿轮顶与内机壁距离1=15mm 上下机体筋板厚度 m1=10mm, m2=10mm 主动轴承端盖外径 D1=90mm 从动轴承端盖外径 D2=130mm 地脚螺栓M16,数量6根 参考文献 1《机械设计课程设计》,王连明等主编,哈尔滨工业大学出版社 2、《机械设计基础》,宋宝玉等主编,哈尔滨工业大学出版社 3、《机械制图》教材 4、《材料力学》教材 6、其它机械类专业课程教材
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