单级圆柱齿轮减速器.doc

《单级圆柱齿轮减速器.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单级圆柱齿轮减速器.doc（29页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流单级圆柱齿轮减速器.精品文档.机械设计课程设计 2010-2011第2学期姓 名： 学 号： 班 级： 指导教师： 成 绩： 日期：2011 年 06 月 目录一、 设计目的2二、设计方案2三、电机的选择3四、传动比的计算及分配4五、传动装置的动力参数5六、传动件的设计和校核7七、轴的设计和校核15八、键的选择和校核23九、箱体设计23十、滚动轴承的选择25十一、联轴器的选择26十二、润滑与密封27十三、设计小结27一、设计目的设计内容计算及说明结 果1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2

2、、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。二、设计方案设计内容计算及说明结 果设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器。输送机工作轴功率P=4 KW,输送机工作轴转速n=55r/min。使用期限5年，两班制工作，工作中有轻微震动，单向运转。螺旋输送机同转速容许误差为5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。装置如下图所示：三、 电机的选择设计内容计算及说明结 果1电动机类型的选择选择Y系列三相笼形异

3、步电动机。它属于全封闭自扇冷式电动机，结构简单，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上。2电动机容量的选择电动机所需工作功率： （kw）由电动机到输送机的传动总效率为：根据1机械设计课程设计表15.1中：、分别为联轴器1滚动轴承（一对）圆柱直齿轮传动联轴器2和圆锥齿轮传动的传动效率。据表9.2取=0.99、=0.99、=0.97、=0.99、=0.93。则：=0.990.990.970.990.93=0.85所以，电动机所需的工作功率为：=4/0.85=4.7（kw） =0.85P=4.7 Kw3确定电动机转速输送机工作轴转速为： n=(1-5%)(1+5%

4、)55 r/min=52.357.8 r/min根据1中表9.2推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围I=36；开式圆锥齿轮传动的传动比I=24。总传动比范围为I=I I=624。电动机转速的可选范围：N= In=(624) 55=3301320 r/min符合这一范围的同步转速有：750、1000 r/min。根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：方案电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin）1Y160M2-85.57202.02.02Y132M2-65.59602.02.0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，比较两种方案可知

5、:方案1比较合适。选择750r/min的电动机四、传动比的计算及分配设计内容计算及说明结 果1 确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为： I=n/n=720/55=13.09 I=13.092 确定各级传动装置传动比分配传动装置传动比：= I I (式中I、I分别为减速器和开式圆锥齿轮传动的传动比)根据1中，取I=3，故I= I/ I=4.36I=3I=4.36五、传动装置的动力参数设计内容计算及说明结 果将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴 . n,n,.为各轴转速 （r/min）i,i，.为相邻两轴间的传动比，.为相邻两轴的传动效率P

6、，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）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计算（1）计算各轴的转速： 轴：n=720 r/min 轴: n= n/ I=165.14 r/min III轴：n= n 输送机：n= n/ I=55.05 r/min（2）计算各轴的输入功率： 轴： P= = =4.70.99=4.65 (kw) 轴： P= P= P =4.6530.990.97=4.47 (kw) III轴： P= P= P =4.4680.990.99=4.38 (kw) 螺旋输送机轴：P= P=4.03 (kw)（3

7、）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： T=9550/ n=62.34 Nm轴： T= T= T =61.72 Nm轴： T= TI= TI =258.42 NmIII轴：T= T=253.27 Nm螺旋输送机轴：T=TI=699.56 Nm（4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：= P=4.61=P=4.42= P=4.34（5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出转矩分别为输入转矩乘以轴承效率，则： = T=61.10N.m = T=255.84 N.m = T=250.74 N.m综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传

8、动比 i效率电机轴4.762.3472010.99轴4.6561.727204.360.96轴4.47258.42165.140.98轴4.38253.27165.1430.92输送机轴4.03699.5655.05n=720 r/minn= n= 165.14 r/minn=55.05 r/min P=4.65 (kw)P=4.47 (kw)P=4.38 (kw)P=4.03 (kw)T=62.34 NmT=61.72 NmT=258.42 NmT=253.27 NmT=699.56 Nm T=61.10N.mT=255.84 N.mT=250.74 N.m六、传动件的设计计算（一）减速器内

9、传动零件设计设计内容计算及说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。齿轮精度初选8级2初选主要参数Z=21 ，u=4.36，Z= Zu=214.36=91.56 ，取Z=92Z=21 Z=923按齿面接触疲劳强度计算1、计算小齿轮分度圆直径 d确定公式内的各计算数值：1)试选载荷系数=1.32)计算小齿轮传递的转矩T=9.55106P/n1=9.551064.65/720=6.17104 Nmm3）由2机械设计中表10-7选取齿宽系数=14）由2中表1

10、0-6查的材料的弹性影响系数Z=189.85）区域系数 Z=2.56）由2中图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。7）由2中式1013计算应力循环次数N60njL607201（283005）1.037109NN/4.362.381088）由2中图10-19取接触疲劳寿命系数K0.93；K0.979）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由2中式（1012）得0.93600MPa558 MPa0.97550MPa533.5MPaT=6.17104 NmmN1.037109N2.38108=558 MPa=533.5MPa4 计算1、计算各主要

11、数据：1）试算小齿轮分度圆直径d，代入中较小值d=53.83 mm2）计算圆周速度v=2.03m/s3）计算齿宽b及模数mb=*d=153.83mm=53.83 mmm=2.56 mmh=2.25 m=2.252.56mm=5.76 mmb/h=53.83/5.76=9.354) 计算载荷系数k已知工作有轻振，所以取K=1.25，根据v=2.03m/s,8级精度由2中图108查得动载系数K=1.1；由2中表104用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时， K=1.346由2中图1013查得K =1.27直齿轮K =K =1。故载荷系数K= K*K* K* K=1.251.111.346

12、=1.855）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由2中式（1010a）得 =mm=60.55mm6）计算模数m m =mm=2.88 d53.83 mmv=2.03m/sb=53.83 mmm=2.56 mmh=5.76 mmb/h=9.35K=1.85 =60.55mm m =2.885 按齿根弯曲强度设计由式(105)得弯曲强度的设计公式为 m1、确定计算参数1）由2中图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=620Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=520Mpa；2）由2中图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.856，K=0.892 3）计算弯曲疲劳许应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4

13、，由2中式（10-12）= =379.09Mpa =331.31 MPa4）计算载荷系数 K= K*K*K*K =1.251.111.27=1.755）查取齿型系数由2中表105查得Y=2.76；Y=2.1966）查取应力校正系数由2中表105查得Y=1.56；Y=1.7827）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0114=0.0118 大齿轮的数值大。2、设计计算 m=1.79mm对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.79并就近圆整为标准值m=2 按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=53.83mm，算出小齿轮齿数 Z= d/m=53.83/2=26.91取Z=27大齿轮齿数 Z=4.36x27

14、=117.72 取Z=118=379.09Mpa=331.31MpaK=1.75=0.0114=0.0118m1.79mmm=2mmZ=27Z=1186 几何尺寸计算1）计算分度圆直径d=mZ=227=54 mm d2=mZ=2118=236mm2）计算中心距a=m （Z+ Z）/2=2（27+118）/2= 145mm3）计算齿轮宽度b= d=54 mm 取B=55mm B=60mmd=54 mmd2=236mma=145mmB=55mmB=60mm（二） 减速器外传动件设计设计内容计算及说明结 果1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级直齿圆锥齿轮，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小

15、齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级。2 初选参数Z=24， u=3 ， Z= Zu=243=72取=0, =0.3Z=24Z=72=0.33 确定许用应力及计算齿轮的1、确定极限应力和 齿面硬度：小齿轮按230HBS，大齿轮按190HBS 查2中图10-21得=580Mpa, =550 Mpa 查2中图10-20得=450Mpa, =380Mpa2、计算应力循环次数计算应力循环次数N，确定接触疲劳寿命系数N1=60njL=60165.141（283005）=2.378010N2=N1/u=2.378010/3=0.

16、79310查2中图1019得：kHN1=0.98,kHN2=0.963、计算接触许用应力取 由许用应力接触疲劳应力公式 568.4 MPa528 MPa查2中图10-18得kFE1=0.91 kFE2=0.89=292.5 MPa=241.57 MPa4、初步计算齿轮的主要尺寸因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按2中式（1026）试算，即 确定各参数值 1）试选载荷系数K=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 =9.55106P/n=9.551064.38/165.14=2.5310 Nmm3）材料弹性影响系数由2中表10-6取Z=189.8 MPa4)计算小齿轮分度圆

17、直径d =2.92* =117.61mm5)计算圆周速度 =1.02m/s 因为有轻微振动，查2中表10-2得=1.25。根据v=1.02m/s，8级精度，由2中图10-8查的动载系数=1.13；取=1.2，=1,故载荷系数 =1.6956）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 =117.61*=128.48mm =(1-0.5*0.3)*128.48=109.21mm 计算大端模数m =5.355、按齿根弯曲疲劳强度设计由式（10-23）得 确定计算系数。1） 计算载荷系数由2中表10-9查得=1.25，则=1.875=2.6482） 齿形系数和应力修正系数因为齿形系

18、数和应力修正系数按当量齿数=计算。其中=0.95= 0.32 = =25.26=225查2中表10-5得 齿形系数=2.62 ，=2.06 应力修正系数= 1.59 ，=1.97 3) 计算大、小齿轮的并加以比较 =0.01456=0.01643大齿轮的数值大。4）设计计算 = =4.81 对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数4.81并就近圆整为标准值m=5，按接触疲劳强度算得的分度圆直径=128.48mm算出小齿轮齿数=25.7，取=26 大齿轮齿数 =3*26=78N1=2.37810N2=0.79310=568.4MPa=528MPa=292.5MPa=241.57MPa=2.510N

19、.mmd117.61mmv=1.02m/sK=1.695m=5.35K=2.648m=54 几何尺寸的计算1、 计算分度圆直径 =5*26=130 mm =5*78=390 2、 计算锥距 R=205.55 3、 计算齿轮宽度 =205.55*0.3=61.7 取 =65 mm =70 mmR=205.55mm七 轴的设计 (一)减速器输入轴设计内容计算及说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS ，轴的输入功率=4.65Kw,转矩=720 r/min根据2中15-2式，并查表15-3，取=115=115*=21.42 mm2 求作用在齿轮上的受力因已知道小齿轮

20、的分度圆直径为=54 mm ，而=2262.96 N=2262.96*tan= 823.65 N3 轴的结构设计1、拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 6密封盖7轴承端盖 8轴端挡圈 9半联轴器2、确定轴的各段直径和长度1）从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接，则轴应该增加5%，取=22 mm，根据计算转矩T=K*T=1.3*61.72=80.24 N.m，查标准GB/T 54831986，选用YL6型凸缘联轴器，半联轴器长度为=52mm,轴段长 =50mm2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取30 mm，根据轴承端盖装拆与便于对轴承添加润

21、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 mm，故取该段长为=74 mm。3）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6207型轴承，其尺寸=35*72*17，那么该段的直径为35mm，长度为=20mm。4）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，取直径为44mm，长度取= 22.5mm。5）右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为56mm，分度圆直径为54 mm，齿轮的宽度为60mm，则，此段的直径为56mm，长度取=60 mm。6）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4

22、4 mm，长度为=22.5mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为35 mm，长度为=20 mm。4 求轴上载荷1根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平的支反点： =1131.48N垂直的支反点：由于选用深沟球轴承则=0,那么=411.83N垂直面的弯矩：= * L/2=415.76*145/2=29.8 Nm= * L/2=415.76*145/2=29.8 Nm水平面的弯矩：= * L/2=1131.48*145/2=82.03 Nm求合成弯矩：=87.28 Nm= Ma=87.28 Nm轴传递的转矩：T=61.10 Nm2、做轴上各段受力情

23、况及弯矩图3、判断危险截面并验算强度 由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入 = =94.67 Nm轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d除了右起第一段外，其他设计轴的最小直径30mm,所以安全。现在校核第一段：=36.66 Nm轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa，-1b=60Mpa有：d第一段直径为22mm，所以安全。NNN.m=94.67N.m（二） 减速器输出轴设计内容计算及说明结 果1 初步确定轴的最小直径选用45#调质，硬度217-255HBS ，轴的输入功

24、率 =4.47kw，转矩=165.14 r/min根据2中15-2式，并查表15-3，取=115=115* =34.52 mm2 求作用在齿轮上的力因已知道大齿轮的分度圆直径为=236 mm ，而=2168.14 N=2168.14*=789.14 N3 轴的结构设计1、 拟定轴上零件的装配方案1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器2、 确定轴的各段直径和长度 1)从联轴器开始右起第一段，由于联轴器和轴通过键连接， 则轴应该增加5%，取=32 mm，根据计算转矩=1.3*258.42=335.95 N.m，查表知，选用HL2型弹性柱销联轴器，半

25、联轴器长度为=52 mm，轴段长为= 50mm 2）右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取40 mm，根据轴承端盖装拆与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 mm，故去该段长为=74 mm。 3）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6207型轴承，其尺寸=45*85*19，那么该段的直径为45mm，长度为=45mm。 4）右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键连接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为236mm,则该段的直径取50mm，齿轮宽为b=55mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=55

26、mm 5）右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径= 56mm，长度取=5 mm。 6）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=60 mm，长度为=20mm。7）右起第七段，该段为滚动轴承的安装出处，取轴径为=45 mm，长度为=20mm。4 求轴上的载荷1、根据轴承支反点的作用点及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平的支反点：=1084.07 N垂直的支反点;由于选用深沟球轴承则=0,那么=394.57N垂直面的弯矩：= * =394.57*72.5=28.61 Nm= *=394.57*72.5=28.61 Nm水平面弯矩：= *=10

27、84.07*72.5=78.6 Nm求合成弯矩：= =83.49 Nm轴传递的转矩： T=255.84 Nm2、作出轴上各段受力情况及弯矩图2)判断危险截面并验算强度； 由图可见，a-a截面最危险，其当量弯矩：=认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数a=0.6,带入：=174.74 Nm 轴的材料选用45号钢，调质处理，查表得：= 650MPa -1b=60Mpa 有：d=30.77mm 轴的最小直径为32mm，所以安全。N28.61N83.49N.m八、键的选择与校核设计内容计算及说明结 果1 输入轴上的键连接1、输入轴与联轴器1联接采用平键联接轴径d=22mm，L=50mm，T=61.

28、10 Nm查看相关手册，选择C型平键 由2中表6-1得，B键的b=8mm，h=7mm；L=L-b=50-8=42mm h=7mm =37.79MPa=110MPa。b=8mmh=7mmMPa2 输出轴上的键连接1、 输出轴与齿轮用平键联接； 轴径d=50mm ,L=55mm ,T=258.42 Nm 查机械手册，该联接采用C型平键联接， B键的尺寸为b=16mm ,h=10mm , L=L-b=55-16=39mm ， h=10 mm =53.01MPa=110MPa2、 输出轴与联轴器2采用平键联接； 轴径d=32mm ，L=80mm ，T=255.84 Nm 查机械设计手册，该联接选用C型

29、平键联接， B键的尺寸为b=10mm , h=8mm , L=L-b=80-10=70mm , h=8mm ,=57.11MPa 24000 h 轴承预期寿命足够，合格。C=10837.22Nh 2 输出轴轴承设计计算1、该轴承在工作条件下只受到径向力作用, P=fF=789.14 N2、 轴承应有的径向基本额定载荷值； C=，查2中相关表格易得，f=1,=3，则 C= =10383.15 N3、 选择轴承； 选择6209型，C=31.5 KN L= =670124.79 h 24000 h所选轴承寿命足够，合格。 C=10383.15Nh十一、联轴器的选择设计内容计算及说明结 果1 联轴器的

30、选择1、由于两轴工作平稳，冲击较小，结构简单，所以可选用凸缘联轴器；2、计算转矩; 取K=1.3， T=KT=1.3*61.10=79.43 N.m, T=KT=1.3*255.84=332.59 N.m3、 选择联轴器； 根据T和n=720r/min,查找机械设计手册，输入轴选用型联轴器，其额定转矩T=100N.m,许用转速n=5200r/min,可以满足要求。 根据T和n=165.14r/min,查找机械设计手册，输出轴选用型联轴器，其额定转矩T=400N.m,许用转速n=4100r/min,可以满足要求。十二、润滑与密封设计内容计算及说明结 果1 润滑1、齿轮的润滑:采用浸油润滑，由于低

31、速级周向速度为零，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为39mm。2、 滚动轴承的润滑: 由于轴承轴向速度为零，所以已开设油沟飞溅润滑。3、 润滑油的选择: 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。2 密封1、选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十三、 设计小结设计内容计算及说明结 果机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计基础和机械设计课程一

32、个很重要的综合性与实践性环节。 （1） 这次机械设计课程设计，综合运用了机械设计和其他机械基础课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到了进一步巩固、深化和扩展。 （2）以前我觉得机械基础学得很好，但当着手做课程设计时才发现知识存在很多的漏洞。通过做这次课程设计，弥补了我的知识漏洞，从一定程度上锻炼了自己对知识的运用能力。 （3） 了解到机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。 （4）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。 （5）通过运用Auto CAD画图，熟练了软件操作，对将来工作中的画图很有益处，不具备画图能力就难以胜任未来的挑战。 （6）当刚接到老师的题目时，自己非常迷茫，不知道如何下手，后来就专门研究课本知识，对它有了一个整体的认识后，设计进度有了明显提高。在以后的类似工作中，我会参照这次的经验，先整体认识，再细节