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浙江農(nóng)林大學天目學院機械設計課程設計設計說明書 課題名稱 一級圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 工程技術機械制造及其自動化083 姓 名 王仁源 學 號 200808310229 指導老師 嚴建敏 學期 2010學年第一學期 目錄 一 課題題目及主要技術參數(shù)說明 1.1 課題題目 1.2 主要技術參數(shù)說明 1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 二 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 減速器結(jié)構(gòu) 2.2 電動機選擇 2.3 傳動比分配 2.4 動力運動參數(shù)計算 三 V帶傳動設計 3.1確定計算功率 3.2確定V帶型號 3.3確定帶輪直徑 3.4確定帶長及中心距 3.5驗算包角 3.6確定V帶根數(shù)Z 3.7 確定粗拉力F0 3.8計算帶輪軸所受壓力Q 四 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪) 4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 4.2.2 齒輪彎曲強度校核 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定 4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設計 五 軸的設計計算(從動軸) 5.1 軸的材料和熱處理的選擇 5.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑 5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 5.2.3 軸的強度校核 六 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核 6.3 聯(lián)軸器的選擇 七 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu) 尺寸的計算 7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附件的選擇確定 7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 參考文獻 第一章 課題題目及主要技術參數(shù)說明 1.1課題題目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。 1.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=2KN，輸送帶的工作速度V=0.9 m/s，輸送機滾筒直徑D=300 mm。 1.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸動機工作時有輕微震動，經(jīng)常滿載?？蛰d起訂，單向運轉(zhuǎn)，單班制工作（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為5年(每年按300天計算)三相交流電源的電壓為380/220V。 1.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 第二章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關性能參數(shù)計算 2.1 減速器結(jié)構(gòu) 本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)。 2.2 電動機選擇 （一）工作機的功率Pw =FV/1000=20000.9/1000=1.8kw （二）總效率 = =0.960.980.990.960.990.990.99=0.868 （三）所需電動機功率 查《機械零件設計手冊》得 Ped = 3 kw 電動機選用Y2-132S-8 n滿 = 705 r/min 2.3 傳動比分配 工作機的轉(zhuǎn)速n=601000v/（D） =6010000.9/(3.14300) =57.325r/min 取 則 電動機 選用： Y2-132S-8 =4.099 計 算 及 說 明 結(jié)果 2.4 動力運動參數(shù)計算 （一）轉(zhuǎn)速n ==705（r/min） =/=/=705/3=235（r/min） =/=235/4.099=57.331（r/min） ==57.331（r/min） （二） 功率P （三） 轉(zhuǎn)矩T =13.942(N﹒m) = 161.182(N﹒m) = 157.974(N﹒m ) 計 算 及 說 明 結(jié)果 將上述數(shù)據(jù)列表如下： 軸號 功率 P/kW N /(r.min-1) / (N﹒m) i 0 2.073 705 13.942 3 0.96 1 1.990 235 90.153 2 1.931 57.331 161.182 4.099 0.97 3 1.893 57.3331 157.974 1 0.98 第三章V帶傳動設計 3.1確定計算功率 查表得KA=1.1，則 PC=KAP=1.13=3.3KW 3.2確定V帶型號 按照任務書得要求，選擇普通V帶。 根據(jù)PC=3.3KW及n1=235r/min，查圖確定選用B型普通V帶。 3.3確定帶輪直徑 （1）確定小帶輪基準直徑 根據(jù)圖推薦，小帶輪選用直徑范圍為112—140mm，選擇dd1=140mm。 （2）驗算帶速 v ===5.17m/s 5m/s＜v＜25m/s,帶速合適。 （3）計算大帶輪直徑 dd2= i dd1（1-ε）=3140（1-0.02）=411.6mm 根據(jù)GB/T 13575.1-9規(guī)定，選取dd2=400mm 3.4確定帶長及中心距 （1）初取中心距a0 得378≤a0≤1080， 根據(jù)總體布局，取ao=800 mm (2) 確定帶長Ld： 根據(jù)幾何關系計算帶長得 ==2469.36mm 根據(jù)標準手冊，取Ld =2500mm。 (3)計算實際中心距 ==815.32mm 3.5.驗算包角 ==161.73＞120，包角合適。 3.6.確定V帶根數(shù)Z Z≥ 根據(jù)dd1=140mm及n1=705r/min，查表得P0=1.64KW,ΔP0=0.22KW 中心距a=815.32mm 包角α=161.73 包角合適 Kα==0.956 KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024 則Z≥=1.737，取Z=2 3.7.確定粗拉力F0 F0=500 查表得q = 0.17㎏/m,則 F0=500=98.26N 3.8.計算帶輪軸所受壓力Q Q=2ZF0sin=2298.26sin=388N 第四章 齒輪的設計計算 4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 小齒輪選用45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB＝236 大齒輪選用45號鋼，正火處理，HB＝190 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 由《機械零件設計手冊》查得 ,SHlim = 1 由《機械零件設計手冊》查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由 PC=3.3KW 選用B型普通V帶 dd1=140mm v =5.17m/s,帶速合適 dd2=411.6mm 取ao=800 mm 取Ld =2500mm 中心距a=815.32mm 包角α=161.73 包角合適 計 算 及 說 明 結(jié)果 （一）小齒輪的轉(zhuǎn)矩 （二） 選載荷系數(shù)K 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，取K＝1.1 （三） 計算尺數(shù)比 =4.099 （四） 選擇齒寬系數(shù) 根據(jù)齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，取＝1 （五） 計算小齒輪分度圓直徑 計 算 及 說 明 結(jié)果 ≥766=766 = 47.103( mm) （六） 確定齒輪模數(shù)m m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)198.764 取m=2 （七） 確定齒輪的齒數(shù)和 取 Z1 = 24 取 Z2 = 100 （八）實際齒數(shù)比 齒數(shù)比相對誤差 Δ<2.5% 允許 （九） 計算齒輪的主要尺寸 Z1 = 24 Z2 = 100 =48mm =200mm 計 算 及 說 明 結(jié)果 中心距 齒輪寬度 B1 = B2 + (5～10) = 53～58(mm) 取B1 =57 (mm) （十）計算圓周轉(zhuǎn)速v并選擇齒輪精度 根據(jù)設計要求齒輪的精度等級為7級。 4.2.2 齒輪彎曲強度校核 （一） 由3.2.1中的式子知兩齒輪的許用彎曲應力 （二） 計算兩齒輪齒根的彎曲應力 由《機械零件設計手冊》得 =2.65 =2.18 比較的值 /[]=2.65/244=0.0109>/[]=2.19/204=0.0107 計算大齒輪齒根彎曲應力為 a=128mm B1=57mm B2=48mm V=0.590 (m/s) 定為IT7 計 算 及 說 明 結(jié)果 齒輪的彎曲強度足夠 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定 齒頂圓直徑 由《機械零件設計手冊》得 h*a =1 c* = 0.25 齒距 P = 23.14=6.28(mm) 齒根高 齒頂高 齒根圓直徑 4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設計 小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)大齒輪的關尺寸計算如下： 軸孔直徑 d=50 輪轂直徑 =1.6d=1.650=80 輪轂長度 輪緣厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8 輪緣內(nèi)徑 =-2h-2=204-24.5-28 強度足夠 =54mm =204mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=199mm 計 算 及 說 明 結(jié)果 = 179(mm) 取D2 = 180(mm) 腹板厚度 c=0.3=0.348=14.4 取c=15(mm) 腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(80+180)=130(mm) 腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（180-80） =25(mm) 取=25(mm) 齒輪倒角n=0.5m=0.52=1 計 算 及 說 明 結(jié)果 第五章 軸的設計計算 5.1 軸的材料和熱處理的選擇 由《機械零件設計手冊》中的圖表查得 選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217～255 =650MPa =360MPa =280MPa 5.2 軸幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑 主動軸=c=115=23.44 從動軸=c=115=37.14 考慮鍵槽=23.441.05=24.612 考慮鍵槽=37.141.05=38.996 選取標準直徑=25 選取標準直徑=39 5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。 5.2.3 軸的強度校核 主動軸的強度校核 圓周力 ==2000158.872/204=1557.57 N 徑向力 =tanα=1557.57tan20=566.909 N 由于為直齒輪，軸向力=0 作主動軸受力簡圖：（如下圖所示） L=98mm ==0.5=0.53339=778.785 =0.5L=778.785980.5/1000=38.16 ==0.5=0.5566.909=283.455 =0.5L=283.455980.5/1000=13.89 轉(zhuǎn)矩T=90.153 校核 ===38.2 ===66.22 由圖表查得，=55MPa d≥10=10=10.64(mm) 考慮鍵槽d=10.64mm < 25mm 則強度足夠 從動軸的強度校核 圓周力 ==2000158.872/204=1557.57 N 徑向力 =tanα=1557.57tan20=566.909 N 由于為直齒輪，軸向力=0 受力簡圖：（如下圖所示） L=98mm ==0.5=0.51557.57=778.785 =0.5L=778.785980.5/1000=38.16 ==0.5=0.5566.909 =283.455 =0.5L=283.455980.5/1000=14.134 轉(zhuǎn)矩T=161.182 校核 ===40.697 ===104.923 由圖表查得，=55MPa d≥10=10=26.72(mm) 考慮鍵槽d=26.72mm < 39mm 則強度足夠 D1=25mm D2=39mm 計 算 及 說 明 結(jié)果 第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1 軸承的選擇及校核 考慮軸受力較小且主要是徑向力，故選用單列深溝球軸承主動軸承根據(jù)軸頸值查《機械零件設計手冊》選擇6207 2個（GB/T276-1993）從動軸承6209 2個 （GB/T276-1993） 壽命計劃： 兩軸承受純徑向載荷 P==1557.57 X=1 Y=0 從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負荷 =25.6KN =1 =3 ===10881201 預期壽命為：5年，單班制 L=53008=12000< 軸承壽命合格 6.2 鍵的選擇計算及校核 （一）從動軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝故選鍵1040 GB/T1096—2003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力=100MPa ====25959.5< 則強度足夠，合格 （二）與齒輪聯(lián)接處d=50mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵1452 GB/T1096—2003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應力=100MPa ====222510< 則強度足夠，合格 從動軸承 2個 從動軸外伸端鍵1040 GB/1096—2003 與齒輪聯(lián)接處鍵1452 GB/T1096—2003 計 算 及 說 明 結(jié)果 6.3 聯(lián)軸器的選擇 由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱聯(lián)軸器 K=1.3 =9550=9550=418.374 選用LT7型彈性套住聯(lián)軸器，公稱尺寸轉(zhuǎn)矩=500，<。采用Y型軸孔，A型鍵軸孔直徑選d=40，軸孔長度L=112 LT7型彈性套住聯(lián)軸器有關參數(shù) 選用TL8型彈性套住聯(lián)軸器 型號 公稱 轉(zhuǎn)矩T/(Nm) 許用 轉(zhuǎn)速 n/（r 軸孔 直徑 d/mm 軸孔 長度 L/mm 外徑 D/mm 材料 軸孔 類型 鍵槽 類型 LT7 250 3600 40 112 65 HT200 Y型 A型 第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算及裝配圖 7.1 潤滑的選擇確定 7.1.1潤滑方式 1.齒輪V=1.2＜＜12 m/s 應用噴油潤滑，但考慮成本及需要，選用浸油潤滑 2.軸承采用潤滑脂潤滑 7.1.2潤滑油牌號及用量 齒輪浸油潤滑 軸承脂潤滑 計 算 及 說 明 結(jié)果 1.齒輪潤滑選用150號機械油，最低～最高油面距10～20mm， 需油量為1.5L左右 2.軸承潤滑選用2L—3型潤滑脂，用油量為軸承間 隙的1/3～1/2為宜 7.2密封形式 1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封 選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.觀察孔和油孔等處接合面的密封 在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封 3.軸承孔的密封 悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部 軸的外伸端與透蓋的間隙，由于V<3（m/s），故選用半粗羊毛氈加以密封 4.軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部 7.3減速器附件的選擇確定 列表說明如下： 齒輪用150號機械油 軸承用2L—3型潤滑脂 計 算 及 說 明 結(jié)果 名稱 功用 數(shù)量 材料 規(guī)格 螺栓 安裝端蓋 12 Q235 M616 GB 5782—1986 螺栓 安裝端蓋 24 Q235 M825 GB 5782—1986 銷 定位 2 35 A640 GB 117—1986 墊圈 調(diào)整安裝 3 65Mn 10 GB 93—1987 螺母 安裝 3 M10 GB 6170—1986 油標尺 測量油 面高度 1 組合件 通氣器 透氣 1 7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 箱座壁厚=10mm 箱座凸緣厚度b=1.5 ,=15mm 箱蓋厚度=8mm 箱蓋凸緣厚度=1.5 ,=12mm 箱底座凸緣厚度=2.5 ,=25mm ,軸承旁凸臺高度h=45，凸臺半徑R=20mm 齒輪軸端面與內(nèi)機壁距離=18mm 大齒輪頂與內(nèi)機壁距離=12mm 小齒端面到內(nèi)機壁距離=15mm 上下機體筋板厚度=6.8mm , =8.5mm 主動軸承端蓋外徑=105mm 從動軸承端蓋外徑=130mm 地腳螺栓M16，數(shù)量6根 參考文獻 1、 《機械設計課程設計》，孫巖等主編，北京理工大學出版社。 2、 《機械設計課程設計》，銀金光等主編，中國林業(yè)出版社；北京希望電子出版社。 3、 《機械制圖》教材 4、 《機械設計》教材 5、 《工程力學》教材 6、 其它機械類專業(yè)課程教材