单级圆柱齿轮减速器附装配图.docx

单级圆柱齿轮减速器附装配图.docx

《单级圆柱齿轮减速器附装配图.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《单级圆柱齿轮减速器附装配图.docx（28页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

单级圆柱齿轮减速器附装配图

《机械设计基础》

课程设计说明书

题目：

带传动及单级圆柱齿轮减速器的设计

学院：

机械与电子学院

专业：

机械制造与自动化

班级：

机制19-1班

学号：

姓名：

李俊

指导教师：

周海

机械与电子学院

2019年11月-12月

一、课程设计任务要求····························3

二、电动机的选择·································4

三、传动比的计算设计·································5

四、各轴总传动比各级传动比·····························6

五、V带传动设计·······································8

六、齿轮传动设计·································11

七、轴的设计·······································19

八、轴和键的校核······························30

九、键的设计·····································32

十、减速器附件的设计·······························34

十一、润滑与密封·····································36

十二、设计小结··········································37

十三、参考资料·······································37

一、课程设计任务要求

1.用CAD设计一张减速器装配图（A0或A1）并打印出来。

2.轴、齿轮零件图各一张，共两张零件图。

3.一份课程设计说明书（电子版）并印出来

传动系统图如下：

传动简图

输送机传动装置中的一级直齿减速器。

运动简图工作条件冲击载荷，单向传动，室内工作。

三班制，使用5年，工作机速度误差±5%。

原始数据如下：

原始数值

数据来源S3-10

输出轴功率P/kw

4.5

输出轴转速n/min

55

二、电动机的选择

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

 1、选择电动机的类型。

2、电动机输出功率Pd

3、电动机的转速

4、选定电动机的型号

按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式冷鼠笼型三相异步电动机。

电动机输出功率

η总=η1η2η2η3η4

=0.96*0.99*0.99*0.96*0.96=0.86

故电动机输出功率Pd

Pd=P/η总=4.5/0.86=5.23kw

电动机额定功率Ped

查表20-1，得Ped=5.5kw

由表2-1，得V带传动常用传动比范围i1=2~4

单级圆柱齿轮i2=3~6，nw=55r/min

      nd =nw·i1·i2=330~1320r/min   

在该范围内电动机的转速有：

750r/min、1000r/min，取电动机同步转速为1000r/min。

根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸相应越大，所以选用Y132M2-6.额定功率5.5kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0N/m，最大转矩2.2N/m。

 电动机

 Y132M2-6

 输出功率

Pd=5.23kw 

 额定功率

 Ped=5.5kw

η总=0.86

三、传动比的计算设计

计算步骤

设计计算与内容

 1、计算总传动比

2、各级传动比分配

    i总=n/nw=960/55=17.45

n为电动机满载转速，nw为输出轴转速

取V带传动的传动比i1=2，开式齿轮传动的传动比i3=3

则减速器的传动比i2=i/（i1*i2） =2.90

四、各轴总传动比各级传动比

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、各轴转速

2、各轴输入功率

3、各轴的转矩

电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，输出轴为3轴。

n0=960r/min

n1=n0/i1=480r/min

n2=n1/i2=166r/min

n3=55r/min

P0=5.23KW

P1=P0*n1=5.23*0.96=5.02KW

P2=P1*n2*n3=5.02*0.99*0.96=4.77KW

P3=4.5KW

T0=9550*P0/n0=52.02N·m

T1=99.88N·m

T2=274.42N·m

T3=781.36N·m

n0=960r/min

n1=480r/min

n2=166r/min

n3=55r/min

P0=5.23KW

P1=5.02KW

P2=4.77KW

P3=4.5KW

T0=52.02N·m

T1=99.88N·m

T2=274.42N·m

T3=781.36N·m

计算结果汇总如下表，以供参考

相关参数

轴          

电动轴0

1轴

2轴

w卷筒轴

功P（KW）

5.23

5.02

4.77

3.8

转速n（r/min）

960

480

166

55

转矩T（N.m）

52.02

99.88

274.42

781.36

传动比i

2

2.90

3

效率

0.96

0.96

0.96

五、传动设计

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、确定设计功率PC

2、选择普通V带型号

3、确定带轮基准直径dd1、dd2。

4验证带速V

5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a0。

带长L0

6、     校核小带轮包角α1

7、     确定V带根数Z

8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F0

由<<机械设计基础>>表10-7得KA=1.2

PC=KAP=1.2×5.5=6.6KW

根据PC=6.6KW,n0=960/min。

由表10-8应选B型V带。

由课本图10-88知，小带轮基准直径的推荐值为112~140mm。

由《机械设计基础》表10-8取dd1=125mm，

dd2=dd1*n1/n2=125*960/480=250mm

按表10-8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、带速V分别为：

i1=dd2/dd1=250/125=2

V=πdd1n1/60×1000=（125×π×960）/（60×1000）m/s=6.28m/s

V值在5~25m/s范围内，带速合格。

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（125+250）≤a0≤2（125+250）

262.5mm≤a0≤750mm

初取中心距a0=500mm

L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×500+（125+250）π/2+（250-125）2/（4×500）

=2028.31mm

由表10-2选取基准长度Ld=2000mm

实际中心距a为

a≈a0+（La-L0）/2

=500+（2028.31-2000）/2mm=514mm

α1=180o-（dd1-dd2）/α×57.3o

=180o-57.3o×（4250-125）/514

=166o＞120o（符合要求）

查表10-4，由线性插值法

P0=1.64+（1.93-1.64）/（1200-950）*（960-950）

=1.65kw

查表10-5,10-6，有线性插值法

△P0=0.294kw

Ka=0.968

查表10-2，得KL=0.98

V带轮的根数Z

Z=Pc/[（P0+△P0）*Ka*Ka]

=6.6/[（1.65+0.294）*0.968*0.98]

=3.6（根）

圆整得Z=4

由表10-1查得B型普通V带的每米长质量q=0.17kg/m，得单根V带的初拉力为

F0=500×（2.5/K-1）（Pc/zv）+qv2

=500〔2.5/0.968-1）x6.6/（5x6.28）+0.17×6.282〕

=214.6N

可得作用在轴上的压力Q为

Q=2×F0Zsin（a1/2）

=2×214.6×4×sin（1660/2）

=1700N

KA=1.2

Pc=6.6kw

dd1=125mm

dd2=250mm

i=2

V=6.28m/s

a0=500

Ld=2000mm

a≈514mm

α1=166o

P0=1.65kw

△P0=0.294kw

Ka=0.968

Z=4

F0 =214.6N6Y

Q=1700N

 六、齿轮传动设计

根据数据：

传递功率P1=5.02KW电动机驱动，

小齿轮转速n1=480r/min，

大齿轮转速n2=166r/min，传递比i=2.90，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，三班制工作。

设计步骤

计算方法和内容

设计结果

1、选择齿轮材料

2、确定材料许用接触应力

3、按齿轮面接触疲劳强度设计

4、几何尺寸计算

5、校核齿根弯曲疲劳强度

6、齿轮其他尺寸计算

7、选择齿轮精度等级

 开式齿轮

（1）选择齿轮材料和热处理

（2）确定材料许用接触应力

 （3）按齿面接触疲劳强度进行设计

 （4）几何尺寸计算

 （5）校核齿根弯曲疲劳强度

3、        主要尺寸计算

 （6）齿轮其他尺寸计算

（7）齿轮精度等级

小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为250HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为220HBS。

两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。

查表12-6，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为

Hlim1=480+0.93（HBS1-135）

=480+0.93*（250-135）=586.95MPa

Hlim2=559.05MPa

查表12-7，SHlim=1.0

[σH1]=Hlim1/SHlim=586.95/1=586.95MPa

[σH2]=559.05MPa

因两齿轮均为钢质齿轮，可求出d1值。

确定有关参数与系数：

  转矩T1=99880N·mm

查表12-3，,取K=1.4

查表12-4，取弹性系数ZE=189.8

齿宽系数ψd=1

[σH]以较小值[σH2]=559.05MPa代入

d1=

=60.66mm

齿数Z1=30

则Z2=Z1*u=30*3=90

   模数m=d1/Z1=60.66/30=2.02mm

查表5-1，圆整m=2mm

中心距a=m/2（Z1+Z2）=120mm

  齿宽b2=d1*ψd=60.66mm

取整b2=61mm

b1=b2+（5~10）mm

取b1=70mm

查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为

Z1=30时YF1=2.52YS1=1.625

Z2=90时YF2=2.20YS2=1.78

查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为

σFlim1=190+0.2（HBS1-135）

=190+0.2*（250-135）=213MPa

σFlim2=207MPa

查表12-7，    SHlim=1.0

[σF1]=Flim1/SHlim=213/1=213MPa

[σF2]=207MPa

两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为

σF1=2kT1/（bd1m）*YF1*YS1

=2*1.4*99880/（61*60.66*2）*2.52*1.625

=154.75MPa＜[σF1]

σF2=147.98MPa＜[σF2]

所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。

分度圆直径

d1=mZ1=2*30=60mm

d2=180mm

齿顶圆直径

da1=d1+2ha=60+2*2=64mm

da2=184mm

齿根圆直径

df1=d1+2hf=60-2*2.5=55mm

df2=175mm

中心距

a=120mm

齿宽

b2=61mmb1=70mm

V1=

=1.51m/s

查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为9级

小齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度为230HBS。

两齿轮齿面硬度差相等，符合开式齿轮齿面传动的设计要求。

Hlim1=Hlim2=480+0.93（HBS-135）

=480+0.93（230-135）=568.4MPa

      查表12-7，取SHlim=1.0

[σH1]=[σH2]=Hlim/SHlim=568.4MPa

 T2=274420N·mm

查表12-3，K=1.4

查表12-4，ZE=189.8

ψd=0.5

u=4

[σH]=568.4MPa

d1=

    =104.32mm

齿数Z1=20

Z2=Z1*u=80

模数m=d1/Z1=5.22mm

    查表5-1，取整m=6mm

中心距a=m（Z2+Z1）/2=300mm

齿宽b2=55mmb1=60mm

    查表12-5，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为

  Z1=20时YF1=2.80YS1=1.55

Z2=80时YF2=2.22YS2=1.77

查表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为

σFlim1=σFlim2=190+0.2（HBS-135）

=190+0.2*（230-135）=209MPa

两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为

[σF1]=[σF2]=209MPa

两齿轮的齿根弯曲疲劳应力为

σF1=2kT1/（bd1m）*YF1*YS1

=2*1.4*274420/（55*109.34*6）*2.8*1.55

=96.87MPa＜[σF1]

σF2=87.70MPa＜[σF2]

所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。

分度圆直径

d1=mZ1=6*20=120mm

d2=480mm

齿顶圆直径

da1=d1+2ha=132mm

da2=492mm

齿根圆直径

df1=d1+2hf=105mm

df2=465mm

中心距a=300mm

齿宽b2=55mmb1=60mm

V1=0.90m/s，查表12-2，选齿轮精度第II公差等级为10级。

 Hlim1=586.95MPa

 Hlim2=559.05MPa

 [σH1]=586.95MPa

 [σH2]=559.05MPa

 u=3

 T1=99880N·mm

 K=1.4

ZE=189.8

 ψd=1

d1=60.66mm

Z1=30

 Z2=90

 m=2mm

 a=120mm

 b2=61mm

b1=70mm

 YF1=2.52YS1=1.625

YF2=2.20YS2=1.78

 σFlim1=213MPa

 σFlim2=207MPa

 [σF1]=213MPa

 [σF2]=207MPa

 σF1=154.75MPa

 σF2=147.98MPa

Hlim1=Hlim2=568.4MPa

[σH1]=[σH2]=568.4MPa

T2=274420N·mm

K=1.4

ZE=189.8

ψd=0.5

u=4

[σH]=568.4MPa

d1=104.32mm

Z1=20

Z2=80

m=6mm

a=300mm

b2=55mmb1=60mm

σFlim1=σFlim2=209MPa

七、轴的设计

主动抽1轴传动功率P2=4.77KW,

转速n2=166r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。

设计步骤

计算方法和内容

设计结果

1、        选择轴的材料，确定许用应力。

2、        按钮转强度估算轴径。

3、        设计轴的结构并绘制结构草图

（1）、确定轴上零件的位置和固定方式

（2）、确定各轴段的直径和直径

 （3）齿轮上的作用力大小

 （4）校核轴的强度

 4、

从动轴设计 

（1）选取轴的材料和热处理，确定许用应力

（2）估算最小直径

 （3）确定轴上零件的布置和固定

（4）确定各轴段的直径和直径 

（5）齿轮上的作用力 

 （6）校核轴的强度

（7）计算当量弯矩 

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经正火处理。

查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。

根据表16-2得A=107～118.得：

d≥A×

.

 =（107～118）×

 =23.54mm

考虑到轴的最小直径出要安装V带轮，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，。

查书表12-4得d1=25mm。

（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。

齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。

轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。

轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。

（2）、确定轴的各段直径

①、由上述可知轴段1直径最小d1=25mm

查表得L1=50mm

②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的V带轮，进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：

d2=d1+（1-5）mm=26-30mm

取轴径d2=28mm

L2=70mm

③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：

  d3

d2

取d3=30mm

L3=33mm（套筒15mm）

。

④、轴段4一般要比轴段3的直径大1-5mm，所以有

d4=35.5mm

L4=68mm

⑤、轴环直径d5=30mm

L5=7mm

⑥、为了便于拆卸左轴承，d6=d4+2a，取d6=35.5mm

L6=8mm

（7）、轴段7与轴段3安装相同型号的轴承，所以该轴径为：

  d7=30mm

L7=16mm

分度圆直径d=60mm

转矩T=99880N·mm

圆周力Ft=2T/d

=99880*2/60=3329N

径向力Fr=Fttan200=1211N

轴向力Fa=0

水平支座反力

FRAX=FRBX=Ft/2=1665N

水平面弯矩

MCH=70FRAX=116550N·mm

垂直面支座反力

FRAZ=FRBZ=Fr/2=605.5N

垂直面弯矩

MCV=70FRAZ=42385N·mm

合成弯矩

Mc=

=124018N·mm

最大当量弯矩

查表得a=0.6

Medmax=

=1941189N·mm

进行ab面校核

Mea=aT=59928N·mm

da=

=22.17mm

由于考虑键槽，

da=22.17*1.05=23.28mm

da＜d1（安全）

db=

=70.67mm

由于考虑键槽，

db=27.65*1.05=74.20

db＜d4（安全）

选用45钢，正火处理

查表16-1得强度极限σb=600MPa，在查表16-5得许用弯曲应力[σb]-1=55MPa。

根据表16-2得A=107～118.得：

d≥A×

.

 =（107～118）×

=33.17mm

由于考虑键槽，直径增大5%，d=35.07mm

确定轴上零件的布置方案和定位方式，如16-1图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。

齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。

轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。

轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。

1　右起第一段，开式齿轮左边由轴肩，右边用轴端挡圈固定

d7=40mm，L7=60mm

2　右起第二段，d6=45mm

L6=70mm

3　右起第三段，轴承安装段，d5=50mm，L5=37mm

4　右起第四段，齿轮轴段，d4=56mm，L4=59mm

5　右起第五段，d3=60mm，L3=7mm

6　右起第六段，d2=50mm，L2=8mm

7　右起第七段，L1=20mm，d1=50mm

分度圆直径d=180mm

转矩T=274420N·mm

圆周力Ft=2T/d

=274420*2/180=3049N

径向力Fr=Fttan200=1110N

轴向力Fa=0

水平支座反力

FRAX=FRBX=Ft/2=1525N

水平面弯矩

MCH=70FRAX=106750N·mm

垂直面支座反力

FRAZ=FRBZ=Fr/2=555N

垂直面弯矩

MCV=70FRAZ=38850N·mm

合成弯矩

Mc=

=113600N·mm

查表得a=0.6

Meb=

=2288977N·mm

进行ab面校核

Mea=aT=164652N·mm

da=

=31.05mm

由于考虑键槽，

da=30.771.05=32.32mm

da＜d1（安全）

db=

=32.84mm

由于考虑键槽，

db=32.84*1.05=34.48mm

db＜d4（安全）

 d=23.54mm

 d1=25mm

 d1=25mm

L1=50mm

 d2=28mm

L2=70mm

 d3=30mm

L3=33mm

 d4=35.5mm

L4=68mm

d5=30mm

L5=7mm

 d6=35.5mm

L6=8mm

 d