机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学.docx

资源描述

机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学.docx

《机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学.docx（48页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学.docx

机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学

设计基

课程设计

学生姓名:

中南大学

号:

专业：

材料科学与工程专业

院（系）:

材料科学与工程学院

指导教师:

间:

设计任务书……

1.1设计目的

减速器结构选择及相关性能参数计算

2.2

电动机选择

2.3

确定电动机转速

2.4

确定传动装置的总传动比和分配级传动比

2.5

动力运动参数计算

•…6

三．传动零件的设计计算

3.1减速器外部零件的设计计算--普通V形带传动

四．齿轮的设计计算

4.1直齿圆柱齿轮………

4.2

4.2.3

齿轮几何尺寸的确定………

齿轮几何尺寸的设计计算

4.3

齿轮的结构设计………

五．轴的设计计算

六．减速器箱体基本尺寸设计

6.1

箱体壁厚、凸缘、螺钉及螺栓

七．

八．

九．

6.2

6.3

6.4

轴承、

7.1

7.2

7.3

螺钉螺栓到箱体外避距离、箱体内部尺寸

视孔盖、其中吊耳和吊钩

细节事项

键和联轴器的选择

轴承的选择

键的选择计算及校核

联轴器的选择

减速器润滑、密封

8.1润滑的选择确定

8.2密封的选择确定

减速器绘制与结构分析

9.1拆卸减速器

9.2分析装配方案

9.5

完成减速器装配草图

9.6

减速器装配图绘制过程

9.7

完成装配图

9.8

零件图设计

卜一.设计总结…•…

参考文献……

设计任务书

设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。

运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩

擦阻力影响已经在F中考虑）。

生产条件：

中等规模机械厂，可加工7—8级齿轮与蜗轮。

动力来源：

电力，三相交流380/220V

题目数据:

组号

运输带工作拉力F/（KN

4.0

运输带速度V/（m/s）

1.5

卷筒直径D/（mm

350

运输带允许速度误差为5%

2.轴、齿轮零件图纸各一张（3号图纸）

两张

设计任务要求:

3.设计说明书一分一份

刖言

1.1设计目的

1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程

的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相

关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。

3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及

计算、绘图数据处理等设计方面的能力。

1.2传动方案拟定

1、传动系统的作用及传动方案的特点：

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应

用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

2、传动方案的分析与拟定

带速V=1.5m/s；

2、原始数据:

滚筒圆周力F=4000N

1、工作条件:

使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。

3、方案拟定:

滚筒直径D=350mm

采用V带传动与齿轮传动的组

1n,减速器

1XX1

」，电动机

滚蔺

-VX

运输带「

合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能,适应大起动转矩工况要求，结构简单,成本低，使用维护方便。

图1带式输送机传动系统简图

结果

计算及说明

二、减速器结构选择及相关性能参数计算

电动机额定功率

2.1

电动机类型及结构的选择

Ped=7.5kw

根据任务书要求可知：

本次设计的机械属于恒功率负

选定电动机型号为

载特性机械，且其负载较小，故采用

丫型三相异步电动机

Y160M-6

（全封闭结构）即可达到所需要求。

另外，根据此处工况，

i齿=4.74

采用卧式安装。

nI=388（r/min）

2.2

电动机选择

m=81.85

（一）工作机的功率Pw

（r/min）

Pw=FV/1000=4000X1.5/1000=6kw

To=73.84

（二）总效率

（N.m）

由任务书中的运动简图分析可知：

「=177.22

1――V带传动效率；2――

-齿轮传动的轴承效率；

（N.m）

3齿轮传动的效率；4-

--联轴器的效率；

T2=806.24

（N.m）

5滚筒轴承的效率；6

滚筒效率。

查

【2】表1-7得：

0.9620.9930.97（初选齿轮为八级精度）

0.97、50.98'60.96=

则有:

0.83

1234560.960.990.970.970.980.96

（减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为2）

（三）所需电动机功率Pd

由Fed>Pd

P—=0^7.23kW

查《机械零件设计手册》得Fed=7.5kw

2.3确定电动机转速

卷筒工作转速为:

nw=60X1000-V/（n・D）=81.85r/min

根据《机械设计课程设计》P7表2--3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i齿=3~6范

围。

取V带传动比C。

则总传动比理论范围为：

i总=6~24。

故电动机转速的可选范为

nd=1总Xnw=491.11〜1964.4r/min

则符合这一范围的同步转速有：

750、1000和

1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号:

方案

电动机

型号

额定

功率

电动机转速（r/min）

同步

满载

Y160L-8

7.5kw

750

720

Y160M-6

7.5kw

1000

970

Y132M-4

7.5kw

1500

1440

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、

减速器传动比，可见第2方案比较适合。

因此选定电动机型号为丫160M-6n满=970r/min。

2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比

1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速

n满和工作机主动轴转速nI可得传动装置总传动比

为:

i总=n满/ni=970/81.85=11.85

2、分配各级传动装置传动比:

总传动比等于各传动比的乘积

i总=i带i齿

由工程经验知顶分配传动比除了i带2~4、i齿=3~6

满足外，还应满足i带Wi齿

取i带=2.5（普通V带i=2〜4）

因为：

i总=i带i齿

所以：

i齿=i总/请=11.85/2.5=4.74

2.5动力运动参数计算

（一）转速n

n。

=口满=970（r/min）

nI=n0/i带=门满/i带=970/2.5=388（r/min）

nii=ni/i齿=388/4.74=81.85（r/min）

（二）各轴功率

I轴：

P017.50.96

n轴：

P2R2

7.2

0.990.97

（三）各轴转矩

T。

9550P0/n。

73.84

（N.m）

I轴「9550P1

/n1

177.22[N

II轴T29550P2/n2

806.24（N

将上述数据列表如下:

6.91（kw）

m）

-m）

轴号

功率

P/kW

/（r.min-1

）

（N.m）

7.5

970

73.84

2.5

7.2

388

177.22

6.91

81.85

806.24

4.74

结果

计算及说明

三、传动零件的设计计算

选B型带

3.1减速器外部零件的设计计算----普通V形带传动

d1=125mm

设计普通V形带传动须确定的内容是：

带的型号、长

d2=312.5mm

度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力

带中心距

及作用在轴上之力的大小和方向

1、选择带的型号：

a=485.23mm

取Ka1.0,则计算功率为

小轮包角合适

PC=KAP=1X7.5=7.5KW,n0=970r/min

选4根V带

由图【1】13-15，选取B型带。

Fc=2808.2N

2、确定带轮基准直径、验算带速

由图【1】13-15,B型带d1=125~140mn选取d1=125mm

带速带速验算：

V=nO・d1-n/（1000X60）

=3.14XI25X970/1000X60=6.35m/s

介于5~25m/s范围内，故合适

大带轮基准直径d2=n0/n1Xd1=2.5X125=312.5mm

3、确定带长和中心距a：

0.7•（d1+d2）

0.7X（125+312.5）

306.2mma0<875mm

初定中心距a0=500，则带长为

L0=2-a0+n・（d1+d2）+（d2-d1）2/（4-a0）

=2X500+n^（112+280）/2+（280-112）

2/（4X500）

=1629.55mm

按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距

a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1629.55）/2=485.23mm

4、验算小带轮上的包角a

a1=180-（d2-d1）X57.3/a=160.160>12C0小轮包

角合适

5、确定带的根数

由式ZPPKlK

确定V带根数,

[1113-3表得P=1.72kW,查13-5表得P=

0.46kW

a1=160.16°查【1113-2和13-7表得Kl=1,

K=0.95

则Z=PC/（（P0+^P0）•KlK=7.5/[（1.72+0.46）

X1X0.95]=3.62

故要取4根B型V带

6确定从动轮上压力Fq

Exp（fa2）=2.32

F=1134.7N

F1=1991.2N

F2=859.6N

F0=1425.4N

故Fcf2808.2N

计算及说明

结果

计算及说明

结果

四、齿轮的设计计算

小齿轮为40Gr钢

4.1直齿圆柱齿轮

调质，齿面硬度为

250HBS

按输入的转速388r/min，传动比4.74计算，传动功

大齿轮为45号钢

率7.2kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。

调质，齿面硬度为

（1）选定齿轮材料、热处理方式和精度等级

210HBS

因载何平稳，小齿轮和大齿轮都选轨齿面，小齿轮的

Z1=25

材料为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为210HBS

Z2=120

i带=2.5

齿轮精度初选8级

（2）初选齿数和齿宽系数。

i齿=4.8

Z1=25Z2=Z1•i1=25X4.74=118.5取

[cH]=560Mpa

书d=1，Z2=120

[cF]=352MPa

滑动率及修正：

£=1-（d2nii）/d2n满=0%

=4.8

带实际传动比：

i'=d2/d1（1-£）=2.5

m=3

从动轮转速：

nil'=n满/i'=388

b1=80mm

修正后齿轮传动比：

i2=120/25=4.8

b2=75mm

i1=i/i2=11.85/4.8=2.47

强度满足

传动比误差：

△（4.8-4.74）/4.74=1.3%<5%符

d1=75mm

合误差要求

d2=360mm

4.2齿轮几何尺寸的设计计算

421按齿面接触疲劳强度计算

da1=81mm

确定各参数值：

da2=366mm

1.载荷系数因K取值在1.2--2.4之间，由于载

df1=67.5mm

荷平稳，

df2=352.5mm

取K=1.5

a=217.5mm

2.许用应力：

cHlim1=700MPa

小齿轮采用齿轮轴

（THlim2=560Mpa

结构

（TFlim1=570MPa

大齿轮采用

TFlim2=440Mpa

腹板式结构

按一般可靠要求取安全系数为SF=1.25SH=1,

轮毂长度：

则许用接触应力：

L80mm

[TH1]=THlim1/SH=700/1=700MPa

o=10mm

[TH2]=THlim2/SH=560/1=560MPa

dh=104mm

许用齿根弯曲应力：

da2=366mm,df2=

[TF1]=Flim1/SF=456MPa

352.5,h=13.5mm

b2=75mm

[TF2]=Flim2/SF==352MPa

c=25（mm）

取两式计算中的较小值，即

d0=60mm

[tH]=560Mpa[TF]=352MPa

n=1.5

3.计算小齿轮分度圆直径

齿数比=120/25=4.8

设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得K1.2:

1.6（电

动机，中等冲击），此取1.3计算。

查【1】表11-6得齿宽

系数为d0.8:

1.4（软齿面，对称分布），此取1计算。

小齿轮的转矩为：

T1=9.55x10A6xP1/n1

而n1实际是等于970/2.47=392.71（r/min）

所以，T1=1.75x10^5N•mm

查【1】表11-4取Ze189.8（锻钢），令取Zh2.5，故

有:

d1a[2KT1/①d•（u+1）/u•（ZeZh/[cho）八2]八1/3

将数值带入上述公式可知：

d1>73.36mm

4.确定模数和齿宽

m=d1/Z1=73.36/25=2.93

取标准模数值m=3

4.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算

2KT^YfsY[cf:

校核

bd1m

式中:

a）

小轮分度圆直径d1=m-Z=3X25=75mm

b）

齿轮啮合宽度b=Od•d1=1.0X75=75mm

（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）

b1=80mm,b2=75mm

C）查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系

YFa1=2.74Ysa1=1.59

YFa2=2.19

Ysa2=1.84

将数据带入公式得:

（tF1=117.47MPa

（tF2=108.65MPa

由于[（TF1]F1

[TF2]F2

故满足齿根弯曲疲劳强度要求

4.2.3齿轮几何尺寸的确定

分度圆直径：

d1=75mmd2=m•Z2=3X120=360mm

由标准正常齿制：

ha*=1.0c*=0.25

齿顶圆直径:

da1=d1+2ham=75+2x1x3=81mm

da2=d2+2ha*m=366mm

齿根圆直径：

df1=d1-2（ha*+c）m=67.5mm

df2=d1-2（ha*+c）m=352.5mm

中心距：

a=m•（Z1+Z2）/2=217.5mm

4.3齿轮的结构设计

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板

式结构大齿轮的关尺寸计算如下:

轴孔直径ds=65（mm）

由【1】图11-16知:

轮毂长度L（1.2~1.5）ds,L>b2=75mm

故L=（78~97.5）mm取L=80mm

轮缘厚度S0=（2.5〜4）m=7.5〜12（mm）,取

0=10mm

dh=1.6ds=1.6x65=104mm

da2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm

腹板厚度c=0.3b=0.3X75=22.5mm

取c=25（mm）

腹板中心孔直径

d0=（df2-dh）/4=（352.5-104）/4=62（mm）

取d0=60mm

齿轮倒角n=0.5m=0.5X3=1.5

五、轴的设计计算

齿轮轴选用45号钢调质，硬度217〜

5.1输入轴的设计

255HBS

（1）选择轴的材料、热处理方式：

d=35mm

由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。

查【1】

d1=35mm

表14-1得知：

d2=40mm

硬度：

217〜255HBS强度极限：

b650mPa;屈服极限：

d3=45mm

s360MPa;弯曲疲劳极限：

1300MPa。

d4=50mm

查【1】表14-3得：

弯曲需用应力（静）[1b]60MPa。

d6=55mm

（2）按扭转强度估算轴的直径

d7=45mm

选用45号钢调质，硬度217〜255HBS

x1=53mm

[（Tb]=650MPa[cs]=360MPa[c-1]=300MPa

x2=83mm

轴的输入功率为R7.2kw

x3=43mm

x4=80mm

转速为n1=388r/min

x5=0mm

查表【1】14-2计算取45号钢C=118~107此处取110

1■

x6=25mm

Ipn2

d>C・3|—118331.24mm

\n,V388

x7=18mm

考虑有一个键槽，将直径增大5%

圆周力：

Ft=4666.7N

贝Ud=31.24X（1+5%）mm32.8mm圆整为35mm

径向力：

以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。

Fr=1698.54N

（3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配

L2=L1=71.5mm

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对

L'=143mm

称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键

作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡

F1h=F2h=2333.35N

配合固定。

F1v=F2v=849.27N

根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以

Fa=0

di、d2、d3、d4、d5、d6、dy表示各段的直径，以

F1,f=1196.1N

Xi、X2、X3、X4、X5、X6、Xy表示各段的长度。

（di处安装大带

F2,f=2621.5N

轮，d2处安装轴承端盖，d3处安装一号轴承与套筒，d4处

安装小齿轮，d7处安装二号轴承）

Mav=60.72N-m

Mh=166.83N•m

1）径向尺寸：

Mf=171.04N•m

根据常用结构，由d1>32.8mm取d1=35mm查【2】

18:

30,RC1mm

Ma=263.06N•m

1-27知倒角倒圆推荐值为：

30:

50,RC1.6mm，故①

50:

80,RC2mm

T=175N•m

35（大带轮）倒角推荐值为1.6mm，故取

Me=283.24N-m

d2=d1+（1.6+0.5）x2=39.2mm

d危险》36.4mm

圆整为40mm

由于轴承的内径》20mm时为5的倍数，所以选取

d3=45mm

由于齿根圆的直径与轴的直径相差不大，所以此处应

该用齿轮轴，d4=cf1=67.5mm

由【1】图13-17得：

根据大带轮的内孔宽

而假设轴为7段，此已不需要轴环，所以舍弃第5段。

由对称分布知:

d6=da=55m（da为套筒高）

d7=d3=45mm2）轴向尺寸:

L=（1.5~2）d1=56mm

（取1.6计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动以及安装要求，取

x1=53mm

［确定轴承润滑方式：

V轴承=d3xn1=45x388=17460mmr/min

（1.5~2）x105mm-r/min，故选取脂润滑方式］;为防止箱

体内部

润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于

8mm（由于所选套筒长度25mm故轴承断面到箱体内壁的

距离

取15mm,为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为

8~10m（此取10mm,故有X31015B43mm;为了跟

x4=b1=80mm由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取

X6=25mmx7B18mm（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖

内壁的距离Xl115B25mm，选轴承端盖螺钉

d3M8知：

轴承端盖厚度e1.2d39.6mm，可取A级M8

非全螺线I40mm的螺栓（即GB/T5782M840）此时取

端盖到大带轮的扳手空间为

X”=l+K+（3~5）=48mm

此时取:

x2XeX9.6482583mm。

（4）求齿轮上作用力的大小、方向

0小齿轮分度圆直径：

d1=75mm

0作用在齿轮上的转矩为：

T1=1.75x105N•mm

@求圆周力：

Ft=2T1/d1=2x1.75x105/75=4666.7N

O求径向力Fr

Fr=Ft•tana=4666.7xtan200=1698.54N

（5）轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的

安装位置，建立力学模型。

根据前轴的结构设计可得：

带轮中心到一号轴承中的

距离

K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm

号轴承到齿轮中心的距离

L仁B/2+25+b/

展开阅读全文