《單級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《單級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書（19頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、設(shè)計項目 計算公式及說明 主要結(jié)果 1.設(shè)計任務(wù) （1）設(shè)計帶式傳送機的傳動系統(tǒng)，采用單級圓柱齒輪減速器和開式圓柱齒輪傳動。 （2）原始數(shù)據(jù) 輸送帶的有效拉力 F=4000N 輸送帶的工作轉(zhuǎn)速 V=1.0m/s（允許誤差5%） 輸送帶滾筒的直徑 d=380mm 減速器的設(shè)計壽命為5年 （3）工作條件 兩班工作制，空載起動，載荷平穩(wěn)，常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作環(huán)境多塵；三相交流電源，電壓為380V/220V。 2.傳動方案的擬定 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下所示： 帶式輸送機由電動機驅(qū)動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，再經(jīng)聯(lián)軸器4及開

2、式齒輪5將動力傳至輸送機滾筒6，帶動輸送帶7工作。傳動系統(tǒng)中采用單級圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，齒輪相對于軸位置對稱，為了傳動的平穩(wěn)及效率采用斜齒圓柱齒輪傳動，開式則用圓柱直齒傳動。 傳動系統(tǒng)方案圖見附圖（一） 3.電動機的選擇 按設(shè)計要求及工作條件選用Y系列三相異步電機，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源為380V。 （1）.電機容量選擇 根據(jù)已知條件有計算得知工作機所需的有效功率為 P===4.0KW 如圖所示為電動機傳動原理圖各個零件的編號如附圖（一）： 設(shè)——輸送機滾筒軸至輸送帶之間的效率； ——聯(lián)軸器效率，=0.99； ——閉式圓柱齒輪傳動效率，=0.97； ——開式圓柱

3、齒輪傳動效率，=0.95； ——一對滾動軸承的效率，=0.99； ——輸送機滾筒效率，=0.96. 估算傳動系統(tǒng)的總效率為： =**** 其中：==0.99 =*=0.97*0.99=0.9603 =*=0.99*0.99=0.9801 =*=0.95*0.99=0.9405 =*=0.99*0.96=0.9504 由此可得傳動的總效率 =****=0.99*0.9603*0.9801*0.9405*0.9504=0.8329 工作機所需要的電動機的功率 ===4.8kw 由Y系列三相異步電機列表

4、可以確定滿足條件的電動機額定功率應(yīng)取為5.5kw。 2）電動機轉(zhuǎn)速的選擇 根據(jù)已知條件有計算得知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速為： ===50.28 r/min 由表初選同步轉(zhuǎn)速為1500 r/min，1000 r/min的電動機，對應(yīng)于額定功率為5.5kw的電動機型號分別為Y132S-4和Y132M2-6，把 兩個電動機的有關(guān)技術(shù)參數(shù)及相應(yīng)算得得總傳動比列于表中： 方案比較表 方案號 電動機型號 額定功率（kw） 同步轉(zhuǎn)速（r/min） 滿載轉(zhuǎn)速（r/min） 總傳動比 I Y132M2-6 5.5 1000

5、 960 19.09 II Y160M2-8 5.5 750 720 14.32 考慮到本次設(shè)計安裝的方便，選用方案II。 Y160M2-8 型三相異步電動機的額定功率=5.5kw，滿載時轉(zhuǎn)速為720r/min，由表查得電動機中心高H=160mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為D=42mm，E=110mm。 =0.8329 =4.8kw =50.28 r/min

6、 電動機型號為Y160M2-8 =5.5kw =720r/min 4.傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比為： i===14.32 由傳動系統(tǒng)方案知道： =1，=1 按表查取閉式圓柱齒輪傳動的傳動比取為3.5即為： =3.5 由計算可以知道開式圓柱齒輪減速器的總傳動比為 ===4.09， ==4.09 傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為： =1，=3.5，=1，=4.09 =1 =3.5 =1 =4.09 5.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算

7、 6.減速器傳動零件的設(shè)計計算 （1）齒輪的設(shè)計計算

8、 （2）.

9、軸的初步設(shè)計計算 7.滾動軸承的選擇

10、 8.鍵連接和聯(lián)軸器的選擇

11、 9.減速器潤滑方式，潤滑劑及密封裝置的選擇 10.設(shè)計小節(jié) 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計算分別如下： 0軸即電動機主軸 ==720r/min ==5.5kw =9550=9550=72.95N.m 1軸即為減速器高速軸 == r/min =720r/min =*=

12、5.50.99=5.445kw ==72.9510.99=72.223N.m 2軸即為減速器低速軸 == r/min=205.71 r/min ==5.4450.9603=5.229kw ==72.230.9603=242.74N.M 3 軸 即為開式圓柱齒輪傳動高速軸： == r/min=205.71 r/min ==5.2290.9801kw=5.12kw ==242.7410.9801=238.03N.m 4軸即為輸送機滾筒軸： == r/min=50.28 r/min ==5.1250.9405=4.82kw ==238

13、.030.94050.9405=925.84N.M 軸號 電動機 單級圓柱齒輪減速器 開式圓柱齒輪傳動 工作機 0軸 1軸 2軸 3軸 4軸 轉(zhuǎn)速（r/min） 720 720 205.71 205.71 50.28 功率（kw） 5.5 5.445 5.22 5.12 4.82 轉(zhuǎn)矩（N.M） 72.95 72.22 228.64 238.04 915.84 兩軸連接件 聯(lián)軸器 齒輪 聯(lián)軸器 齒輪 傳動比 1 3.5 1 4.09 傳動效率 0.99 0.9603 0.9801 0.9405

14、注：對電動機軸所填數(shù)字為輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩，對其他各軸所填的數(shù)字為輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩。 對于所設(shè)計的圓柱齒輪減速器中齒輪采用斜齒圓柱齒輪傳動，按軟齒面閉式齒輪傳動設(shè)計計算路線，對斜齒圓柱齒輪進行設(shè)計計算。 單級圓柱齒輪減速器的內(nèi)部只有一對常嚙合斜齒輪，設(shè)高速級齒輪即小齒輪為1 ，低速齒輪為即大齒輪為齒輪2，該減速器的設(shè)計使用壽命為5年，兩班工作制，由前面計算知道N.m i=3.5 （1）.選擇材料及熱處理 小齒輪選擇45號鋼，調(diào)質(zhì) HBS1=240~270， 大齒輪選擇45號鋼，正火HBS2=200~230 （2）確定許用接觸應(yīng)力[]和 []

15、[]= ——齒輪的壽命系數(shù) ——接觸極限 ——最小安全系數(shù) 由圖像知道=560Mpa =500Mpa 接觸應(yīng)力變化次數(shù)為： =60=607201（823005）=1.04 =60== 由接觸應(yīng)力變化總次數(shù)可以知道 =0.93 =0.99 當(dāng)失效概率低于1/100時，取接觸強度最小安全系數(shù)=1 將以上數(shù)值帶入許用應(yīng)力計算公式得： []===520.8Mpa []===495.0Mpa []>[] (3).按齒面接觸強度條件計算中心距a 由a (u+1) 1)K 為載荷系數(shù)，由表查得K=1.2; 2）齒寬系數(shù)查表得：=1.0 ===0

16、.44 取 為=0.44 3)彈性系數(shù)由表查得 =189.8 Mpa 4）節(jié)點區(qū)域系數(shù) 取 = 則=2.475 5)重合度系數(shù) = 初選端面重合度=1.65（>1) 由式（13-17） 因此===0.78 6）螺旋角系數(shù) ===0.992 7)計算中心距a a (u+1) =（3.5+1）=110.9.mm 因此取標(biāo)準(zhǔn)中心距a=125mm。 （4）確定主要參數(shù)和計算主要尺寸 1）模數(shù) ===1.82 因此模數(shù)取為2 2）齒數(shù)和 ===27.3.5

17、 ==27.353.5=95.75 調(diào)整后取=28 =95 實際傳動比 ==3.39 傳動比誤差 =*100%=-3.36%。在誤差范圍5%內(nèi) 3）螺旋角 Cos===0.984 = 在8~~20 的范圍之內(nèi)，取小齒輪為右旋，大齒輪為左旋 4）分度圓直徑 和 ===56.911mm ===193.089mm 5）齒寬和 ===1250.45=56.25mm 取齒寬為=56mm 則=+（5~10）=56+（5~10）=61~67mm 取齒寬=62mm （5）確定許用彎曲應(yīng)力[]和[] []= Mpa 1）彎曲疲勞極限應(yīng)力=220Mpa

18、=180Mpa 2）彎曲疲勞壽命系數(shù) 盈利循環(huán)次數(shù)為 =60=607201（823005）=1.04 =60== 由此查閱相關(guān)圖表知道=0.90 =0.95 3）齒輪應(yīng)力修正系數(shù) 由標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定知道=2 4)最小安全系數(shù) 失效率低于1/100時 =1.25 5）許用彎曲應(yīng)力由[]= []===353.28 Mpa []===334.0Mpa （6)檢驗輪齒抗彎強度 1）當(dāng)量齒數(shù) ===29.87 ===101.73 由此取兩個齒輪的齒數(shù)分別為22和97 2）齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù) =2.72

19、 =1.57 =2.20 =1.78 3）重合度系數(shù) =0.25+=0.25+=0.710 4)螺旋角系數(shù) 由相關(guān)圖查取數(shù)字得知 =0.88 5）校核彎曲強度 == =80.05Mpa == =81.56Mpa 因<[]，<[] 故輪齒彎曲強度滿足要求 7） 主要設(shè)計計算結(jié)果 中心距 =125mm 法面模數(shù) =2mm 螺旋角

20、 = （設(shè)小齒輪為右旋，大齒輪為左旋） 齒數(shù) =20 =89 分度圓直徑 = 41.101mm = 182.898mm 齒頂圓直徑 =45.101 mm =186.898mm 齒根圓直徑 =36.101mm =177.898mm 齒寬 =50mm =45mm 齒輪精度等級 8級 材料及熱處理 小齒輪 45 鋼， 調(diào)質(zhì)HBS1=230~250 大齒輪 45鋼 ， 正火HBS2=190~

21、210 （1）繪制軸的布置簡圖和初定跨距 軸的布置簡圖如附圖（二）所示所示： =125mm =62mm 為了保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不發(fā)生干涉，計入尺寸k=10mm 為了保證滾動軸承能順利放入軸承座，計入尺寸c=5mm 初選軸承寬度分別為=20mm ，=22mm。 兩軸的支承跨距分別為和 =2c+2k++=2（10+5）+20+62=112mm =2c+2k++=2（10+5）+22+62=114mm （2）高速軸即1軸的設(shè)計 1）選擇軸的材料及熱處理 軸上小齒輪的齒

22、頂圓直徑為=45.101 mm，比較小，所以采用齒輪軸結(jié)構(gòu)。選用45號鋼，進行調(diào)質(zhì)處理 2）軸的直徑的確定 由于高速軸承受的轉(zhuǎn)矩比較小，因此高速軸的直徑不一定很大，有轉(zhuǎn)軸最小計算公式知道C 其中P——該軸傳遞的功率， n——軸的轉(zhuǎn)速， C——與材料有關(guān)的系數(shù)，由查表知道C=106 則C=106*=20.8mm 由此知道在該軸的最小處只要直徑能達(dá)到20.8mm就可以滿足設(shè)計要求。 但是在前面選擇的電動機要用聯(lián)軸器與該軸進行連接，而所選擇的聯(lián)軸器要求該軸的最小直徑為42.00mm，由此取該軸的最小處為42.00mm，即安裝聯(lián)軸器的地方軸的直徑為42.

23、00mm。 由此可以畫出減速器高速軸的結(jié)構(gòu)形式：） （3）減速器低速軸的設(shè)計 1)選擇材料以及熱處理 選用45號鋼并進行調(diào)質(zhì)處理。 2）軸的受力簡圖如圖（a）所示 ==112mm ===56mm （A） 計算齒輪的嚙合力 ===2514.28N ==2514.28=930.00N ==2514.28=455.11N （B） 求水平面內(nèi)的支反力，作出水平面內(nèi)的彎矩圖 在水平面內(nèi)受力簡圖如圖（b）所示： ==-==1257.14N ==0 ===1257.1457=

24、71064.0N.mm 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（c）所示 （C） 求該軸在垂直面內(nèi)的支反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（d）所示 ===-79.58N ==930--79.58=850.42 ==0 ==79.5857=4536.06Nmm ==850.4257=48473.94N.mm 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（e） （D） 求支反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 ===1259.66N ===1517.77N ==0 ===71800.77Nmm ===86512.69

25、Nmm 軸的合成彎矩圖如圖（f），合成轉(zhuǎn)矩圖如圖（g） 3）軸的初步設(shè)計計算 其中計算危險截面時用最大彎矩計算最小截面，軸的材料為45號鋼 調(diào)制處理，則=58.7Mpa，取折算系數(shù)=0.6 因此= =30.67mm 由于在此軸段上開有鍵槽，所以軸直徑增大4%，計算截面直徑為31.90mm 實際上取該軸段即C處直徑45mm，故軸的強度足夠。高低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計圖分別如附圖（四），（五）。 （1）高速軸即1軸上的滾動軸承的選擇，按承載較大的滾動軸承選擇其型號。 因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承選用深溝球軸承。

26、 高速軸所受到的徑向力和軸向力分別為和 ===2538.00N ==2538.00=938.78N ==2538.00=499.40N （2）軸的受力分析 （A） 如圖（1a）為軸的受力簡圖，圖中 ==112mm ===56mm （B）求水平面內(nèi)的支反力，作水平彎矩圖 軸在水平面內(nèi)受力簡圖如圖（1b）所示 ===1269.00N= ==0 ===1269.0056=71064.00Nmm 軸在水平面內(nèi)的彎矩圖如圖（1d）所示 （C）求垂直面內(nèi)的支反力，作垂直面內(nèi)的彎矩圖 軸在垂直面內(nèi)的受力簡圖如圖（1c）所示 ==

27、 =586.11N =-=938.78-586.11=352.67N ==0 ==586.11=32822.16Nmm ==352.67=19749.52Nmm 軸在垂直面內(nèi)的彎矩圖如圖（1e） （E） 求支反力，作軸的合成彎矩圖，轉(zhuǎn)矩圖 ===1397.81N ===1317.09N 軸向力=459.40N，用于支承軸的滾動軸承擬選用一對角接觸球軸承，幷采用固定安裝 ==0 ===787277.62Nmm ===73757.28Nmm T=72220Nmm 軸的合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖分別如圖（1f），（1g

28、）。 由此知道軸承所受的徑向力和軸向力分別為=938.78N和=459.40N 軸承工作轉(zhuǎn)速為n=720r/min 初選滾動軸承為7208，基本額定動載荷=36800N，基本額定靜載荷=25800N ==0.018 e=0.22+=0.21 ==0.49>e X=0.56 Y=2.0+=2.09 沖擊負(fù)荷系數(shù)=1.0 溫度系數(shù)=1.0 =（X+Y）=（0.56938.78+2.09459.40）1.0=1485.86N 軸承壽命計算為 ===351662h>24000h 即軸承選用合適 （2

29、）低速軸即2軸上滾動軸承的選擇 按承載較大的滾動軸承選擇其型號，因支承跨距不大，故采用兩端固定的方式安裝。軸承選用角接觸球軸承。 由前計算結(jié)果知：軸承工作轉(zhuǎn)速為n=218.38r/min。軸承2 所受的徑向力=930.00N，=455.11N 1）求軸承的當(dāng)量動載荷 ， 由軸承的工作條件知道=1.2， 溫度系數(shù)=1.0 軸承2 ：= *=1.21251.63=1501.96N 軸承1 ： =（X+Y） 試選軸承型號：由軸承頸d=40mm，初選軸承為6208型，該軸承的基本額定動載荷 =29500N，基本額定靜載荷=18000N ==0.025

30、 由表查得對應(yīng)的界限值e=0.21 比較==0.49，所以按照軸承 1 計算 ===85825h>24000h 所以軸承壽命滿足要求。 （1）由前計算結(jié)果知道：高速軸為齒輪抽。高速軸的工作轉(zhuǎn)矩為：T=72.22N.m， 工作轉(zhuǎn)速為n=720r/min 工作情況系數(shù)K取1.2 計算轉(zhuǎn)矩 =1.2*72.22=86.67Nm 選擇聯(lián)軸器為TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，連軸器型號為TL6JB32*60 GB4323—84。許用轉(zhuǎn)矩為[T]=250Nm

31、，許用轉(zhuǎn)速[n]=3800r/min 因<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。 鍵選擇為A型普通平鍵 =32.00mm =60.00mm =60-（5~10）=50~55mm 按鍵的附表初選鍵為10*50GB1096-79: b=10mm h=8mm L=50mm l=40mm 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為[]=110Mpa []=90Mpa 分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度分別為： =25.79Mpa<[]=110Mpa =10.32Mpa<[]=90Mpa 鍵的擠壓輕度和剪切強度都滿足要求。 （2）

32、低速軸即2 軸上的鍵和聯(lián)軸器選擇 由前面的計算知道：低速軸上的工作轉(zhuǎn)矩T=228.64Nmm 工作轉(zhuǎn)速 n=242.74r/min 安裝齒輪處的鍵選擇為A型普通平鍵 =45.00mm =54.00mm =54-（5~10）=34~39mm 按鍵的附表初選鍵為14*40GB1096-79: b=14mm h=9mm L=45mm l=36mm 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為[]=110Mpa []=90Mpa 分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度分別為： =92.38Mpa<[]=110Mpa =29.69Mpa<[]=90Mpa

33、 鍵的擠壓輕度和剪切強度都滿足要求。 低速軸上的聯(lián)軸器的選擇： 工作情況系數(shù)，取K=1.0 計算轉(zhuǎn)矩 =1.0242.74=242.74Nm 選擇聯(lián)軸器為HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，連軸器型號TL6。許用轉(zhuǎn)矩為[T]=250Nm，許用轉(zhuǎn)速[n]=3800r/min 因<[T]，n<[n]，故該聯(lián)軸器滿足要求。 低速軸上安裝聯(lián)軸器處的鍵的選擇為A型普通平鍵 =35.00mm =60.00mm =60-（5~10）=50~55mm 按鍵的附表初選鍵為10*50GB1096-79: b=10mm h=8mm L=50mm l=40mm

34、 鍵的許用擠壓應(yīng)力和許用剪切應(yīng)力分別為[]=110Mpa []=90Mpa 分別驗算鍵的擠壓強度和剪切強度分別為： =86.69Mpa<[]=110Mpa =34.68Mpa<[]=90Mpa 鍵的擠壓輕度和剪切強度都滿足要求 齒輪圓周線速度 V===2.14m/s>2m/s 所以該減速器采用油潤滑，但高速齒輪軸需加擋油盤，以保護齒輪不受高速軸轉(zhuǎn)動造成的油壓沖擊。 上下蓋永水玻璃密封，軸處通蓋用J型無骨架橡膠軸封封閉。 通過這次課程設(shè)計再次明白仔細(xì)認(rèn)真，嚴(yán)謹(jǐn)踏實對于我們這個專業(yè)以及以后從事這個行業(yè)的重要性，

35、同時又一次鍛煉和培養(yǎng)了我的這些精神。 通過這次課程設(shè)計，首先是明白和體會到了機械設(shè)計的流程思路和方法，對國家標(biāo)準(zhǔn)和設(shè)計手冊的使用有了更深的了解，同時，它使我對以前所學(xué)的明白的或沒明白的只是有了較深的理解和認(rèn)識，把我這幾年所學(xué)的這個專業(yè)的許多知識點都發(fā)掘出來了，可謂受益匪淺，收獲頗多。 =720r/min =5.5kw =72.95N.m =720r/min =5.445Kw =72.223N.m =205.71r/min =5.229kw =242.74N.m =205.71r/mi

36、n =5.12kw =238.03N.M =50.28r/min =4.820kw=1053.78N.m 小齒輪45鋼調(diào)質(zhì) 大齒輪45鋼正火 []=520.8 Mpa []=495.0 Mpa T=72.22N

37、.m K=1.2 =0.44 =2.475 =2 = =56.911mm =193.089 mm =56mm =62mm []=358.28 Mpa []=334.0 Mpa =2.72 =1.57 =2.20

38、 =1.78 =0.710 =0.88 =80.05Mpa =81.56Mpa <[]<[] 故輪齒彎曲強度滿足要求 =18.90mm =2514.28N =930.00N=455.116N

39、 =71064.0N.mm =4536.06Nmm =4847.94N.mm =71800.41 Nmm =86512.69Nmm 30.06mm 實際=45mm =2538.00N =938.78N =459.40N =71064.00Nmm

40、 =32822.16 N.mm =19749.52 N.mm =1397.81N =1317.09N =78277.62Nmm =73757.28N.mm T=72220Nmm =1485.86N =35166h>24000h 軸承深溝球軸承6207滿足要求 =1501.96N e=0.285 X=0.56 Y=1.52 =1116N =85825>2

41、4000h 所以角接觸球軸承7008C壽命滿足要求 輸入軸的聯(lián)軸器選用TL6JB32*60 GB4323—84滿足要求 所以鍵選用10*50GB1096-79:滿足要求 =25.79Mpa<[]=110Mpa =210.32Mpa<[]=90Mpa 鍵的擠壓輕度和剪切強度都滿足要求。 =400.12Nm <[T]，n<[n] 聯(lián)軸器選擇HL3J35*60 GB5014—85 滿足要求 =92.38Mpa<[]=110Mpa =29

42、.69Mpa<[]=90Mpa 鍵的擠壓輕度和剪切強度都滿足要求 參考文獻(xiàn) [1] 諸文俊 主編，機械原理與設(shè)計，機械工業(yè)出版社，2001 [2] 任金泉 主編，機械設(shè)計課程設(shè)計，西安交通大學(xué)出版社，2002 朱文俊 鐘發(fā)祥主編，機械原理及機械設(shè)計，西安交通大學(xué)城市學(xué)院，2009 馬小龍 2009年6月30日