《機械設計課程設計單級直齒圓柱齒輪減速器（完整圖紙）》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《機械設計課程設計單級直齒圓柱齒輪減速器（完整圖紙）（14頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 CAD圖紙，聯(lián)系153893706 設 計 說 明 書 一、前 言 (—)課程設計的目的(參照第1頁) 機械零件課程設計是學生學習《機械技術》（上、下）課程后進行的一項綜合訓練，其主要目的是通過課程設計使學生鞏固、加深在機械技術課程中所學到的知識，提高學生綜合運用這些知識去分析和解決問題的能力。同時學習機械設計的一般方法，了解和掌握常用機械零部件、機械傳動裝置或簡單機械的設計方法與步驟，為今后學習專業(yè)技術知識打下必要的基礎。 (二)傳動方案的分析(參照第10頁) 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組

2、成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。 帶傳動承載能力較低．在傳遞相同轉矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適

3、用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之—。本設計采用的是單級直齒輪傳動(說明直齒輪傳動的優(yōu)缺點)。 說明減速器的結構特點、材料選擇和應用場合(如本設計中減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成)。 設計說明書 二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計 已知輸送帶的有效拉力Fw＝2350，輸送帶的速度Vw=1.5,滾筒直徑D=300。連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)、單向運轉。 1)選擇合適的電動機；2)計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比；3)計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)。 解：1、選擇電動機 (1)選擇電動

4、機類型：按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。 (2)選擇電動機容量 工作機所需功率： ,其中帶式輸送機效率ηw=0.94。 電動機輸出功率： 其中η為電動機至滾筒、主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動效率ηb、一對齒輪傳動效率ηg、兩對滾動軸承效率ηr2、及聯(lián)軸器效率ηc，值 計算如下：η=ηb ηg ηr 2ηc=0.90 由表10—1(134頁)查得各效率值，代入公式計算出效率及電機輸出功率。使電動機的額定功率Pm＝(1～1.3)Po，由表10—110(223頁)查得電動機的額定功率Pm=5.5。 (3)選

5、擇電動機的轉速 計算滾筒的轉速：95.49 根據(jù)表3—1確定傳動比的范圍：取V帶傳動比ib＝2～4，單級齒輪傳動比ig＝3～5，則總傳動比的范圍：i＝(2X3)～(4X5)＝6～20。 電動機的轉速范圍為n=inw(6~20)nw=592.94~1909.8 在這個范圍內(nèi)電動機的同步轉速有1000r／min和1500r／min，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況，同時也要降低電動機的重量和成本，最終可確定同步轉速為1000，根據(jù)同步轉速確定電動機的型號為Y132M2-6，滿載轉速960。（223頁） 型號 額定功率 滿載轉速 同步轉速 Ｙ１３２Ｍ２－６ ５．５ ９

6、６０ 1000 2、計算總傳動比并分配各級傳動比 (1)計算總傳動比：i=nm／nW=8～14 (2)分配各級傳動比：為使帶傳動尺寸不至過大，滿足ib

7、 T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw 最后將計算結果填入下表： 參數(shù) 軸名 電機軸 I軸 II軸 滾筒軸 轉速n(r/min) nm=960 n1=384 n11=96 nw=96 功率P(kW) Pm=5.5 P1=5.28 P11=5.08 Pw=4.99 轉矩T(Nm) T0=54.71 T1=131.31 T11=505.67 Tw=496.5 傳動比i ib=2.5 ig=4.02 1 效率η ηb=0.96 nbηr=0.96 ηrηc=0.98 三、帶傳動的

8、設計計算 已知帶傳動選用Y系列異步電動機，其額定功率Pm=5.5，主動輪轉速nw=960,從動輪的轉速n1=384,ib=2.5。單班制工作。有輕度沖擊。 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 ① 確定設計功率 ② 選V帶型號 ③ 確定帶輪直徑 ④ 驗算帶速 ⑤ 確定帶的基準長度和 ⑥ 驗算小帶輪包角 ⑦ 計算帶的根數(shù) ⑧ 計算初拉力 ⑨ 計算對軸的壓力 ⑩帶輪結構設計繪工作圖 查表34—3，取KA：1．2，故 Pd=KAP=1．

9、2 11=6.05kW 根據(jù)Pd和nl查圖34—9，選B型普通V帶 由表34—4，取小帶輪基準直徑ddl=125mm 傳動比 2.5 大帶輪基準直徑dd2=idd1 2.94125=312.5mm 圓整da2=315mm 驗算 = 由0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初定中心距a0＝700mm帶的基準長度為 傳動中心距 Ld02700+(125+375)+(375-125)2=2208mm查表34—2，取Ld=2800mm 由式(34—9)，實際中心距 a=a0+ =647mm a1180-57.3155 由式(3

10、4—11)，z= 由ddl=125mm，n1=960r／min，查表34—5， P1=0.8kW 查表34—6，B型帶，Kb=2．6710-3，查表34—7，由I=2．5，得 Ki=1．14 P1=2.6710-3960=0.32kW Ka=1.25(1-5-a1/180)=1.25(1-5-160/180)=0.937 查表34—2，由Ld=2800mm，得KL=1.03 則Z=6.7 取c＝7根 查表34—1，B型帶，q=0．17kg／m;由式(34—13)得 F0=500＋0.176.352=249.1N 由式(34-14)得 Ｑ=2zFosin25

11、1sin＝3434。4N Pd=6.05kw B型 dd1=125mm dd2=375mm V=6．28m／s 合適 2800mm a=700mm a1=155 合適 Z=3 四、齒輪的設計計算 已知傳遞的名義功率P1＝5.28，小齒輪轉速n436.36，傳動比ig＝4.05連續(xù)單 向運轉，傳動尺寸無嚴格限制；電動機驅動。 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) 2. 按齒面接觸強度設計

12、 3傳動尺寸計算 1） 精度等級選用8級精度； 2） 試選小齒輪齒數(shù)z1＝24，大齒輪齒數(shù)z2＝96的； 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算 按式（10—21）試算，即 dt≥ 按式 查表35-12得Ka=1 初估速度=4 由圖35-30b查得Kv=1.1 取=0 由式=[1.88-3.2（+ ）]cos =1.713 取=1 由圖35-31得,K=1.46 由圖35-32得,K=1.05 所以K`=1.364 d`61.4 v= =3.08

13、因與初估圓周速度相差較大，故應修正載荷系數(shù)及小齒輪直徑 由圖35-30b得Kv=1.03, K=1.276， d1=59.5, =147.6，取150mm =2.48, 取m=2.5 d1= =60 d2=ud1=240 b= = 取b1=70,b2=60 3） 結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 Z1=24 Z2=96 五、軸的設計計算 (一)主動軸的設計計算 已知傳遞的功率為P1=5.28，主動軸的轉速為n1=384，小齒輪分度圓直徑d1=60，

14、 嚙合角d=20，輪轂寬度B小齒輪＝700mm，工作時為單向轉動。 解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應力(按教材表39—1、39—8) 軸名 材料 熱處理 硬度 抗拉強度 許用彎曲應力 主動軸 45號鋼 調(diào)制 217~255 650MPa 60MPa 2、畫出軸的結構示意圖： 3、計箅軸各段直徑 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1、計算d1 2、計算d2 3、計算d： 4、計算山 5、計算d5 由教材表39-7得：A=118～106，取A=118(取較大值)

15、d1"27.14,軸上有一個鍵槽，故軸徑增大５％ d1’=d1”（1+5%）＝28.50 按138頁圓整dl=30 d2’=d1+2a=d1+2(0．07-0．1)d1=34.2-36，因d2必須符合軸承密封元件的要求，取d2=35。(191頁) d3’=d2＋（1～5）mm＝36-40，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓整d3＝40。所選軸承型號為6208，B＝18，D＝80，G＝22.8，C0r=15.8 d4’=d3+(1-5)mm=41-45，為裝配方便而加大直徑，應 圓整為標準直徑；一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=45 d5=d3=40

16、，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于 軸承座孔鏜制和減少軸承類型。 d1=30 d2=35 d3=40 d4=45 d5=40 4、計笪軸各段長度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1、計算Ll 2、計算L2 3、計算L3 4、計算L4 5、計算L5 B帶輪=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8 L1’=(1.5～2)d1，按138頁取Ll=58 L2=l1+e+m=50 e=1.2d3，其中d3為螺釘直徑，查表5—1(23頁) m=L-

17、Δ3-B軸承小 =6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一B軸承小=20 式中6、Cl、C2查表5—1。l1、Δ3小查表6—8(75頁， 按凸緣式端蓋查l1),若m

18、. 彎扭校合 6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差 (二)從動軸的設計計算 已知傳遞的功率為P11=5.08，從動軸的轉速為n11=96，大齒輪分度圓直徑d2=240 嚙合角α=20輪轂寬度B大齒輪＝600mm，工作時為單向轉動。 解：1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應力(按教材表39—1、39—8) 軸名 材料 熱處理 硬度 抗拉強度ob 許用彎曲應力[o川b 從動軸 45號鋼 正火 170-217 600MPa 55MPa 畫出軸的結構示意圖 計算軸各段直徑 計算項目 計 算

19、 內(nèi) 容 計算結果 1、計算d， 2、計算d2 3、計算d3 4、計算d4 5、計算d5 6、計‘算d6 由教材表39-7得：A=118～106，取A=115 (取較大值) d1",軸上有一個鍵槽，故軸徑增大5％ d1’=d1”（1+5%）＝45，為使所選軸徑與聯(lián)軸器的孔徑 相適應，故需同時選取聯(lián)軸器。查184頁，相配合的聯(lián) 軸器選 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，軸徑相應圓整為dl’， 半聯(lián)軸器長l=112。 d2’=d1+2a1=d1十2(0.07-0.1)dl=36.48-38.4，因d2必須符

20、合軸承密封元件的要求，取d2=55。(191頁) d3’=d2+(1～5)mm=41-45，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓 整d3=。所選軸承型號為6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 d4’=d3+(1～5)mm=，為裝配方便而加大直徑，應圓 整為標準直徑：一般取0,2,5,8為尾數(shù)。取d4=62 d5’=d4+2a4=d4+2(0.07-0.1)d4，d5=75(取整) d6=d3=60，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸 承座孔鏜制和減少軸承類犁。 d1=45 d2=55 d3=60

21、 d4=62 d5=75 d6=60 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1、計算Ll 2、計算L2 3、計算13 4、計算L4 5、計算L5 6，計算L6 半聯(lián)軸器的長度l=112，為保證軸端擋圈只壓在半 聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故第1段的長度應 比l略短一些，按138頁取L1=82 l2=l1+e+m‘=50 e=1．2d3，其中d3為螺釘直徑，查表5—1(23頁) m=L-Δ3-B軸承小 =6+C1+C2+(3～8)-Δ3小一

22、B軸承小=20 式中6、Cl、C2查表5—1。l1、Δ3小查表6—8(75頁， 按凸緣式端蓋查l1),若m

23、316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差(例圖) 略 計算注意事項：1、主動軸與從動軸的e應相等，2、主、從動軸m+Δ3+B螈應相等 (一)主動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與帶輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T1＝131，軸徑為d1=30，軸長L1=58 帶輪材料為鑄鐵，軸和鍵的材料為45號鋼，有輕微沖擊 六、鍵的選擇與驗算 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1)鍵的類型 及其尺寸 選擇 2)驗算擠壓

24、 強度 3)確定鍵槽尺 寸及相應的公 差 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型 平鍵聯(lián)接。 根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬 b=8，鍵高h=7，因軸長L1=58，故取鍵長L=50 將I=L—b，k=0.4h代入公式得擠壓應力為 53.82Mpa 由教材表33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應 力[]50—60MPa，ap<[]，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得， 軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=7．5mm，r6對應的 極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深 h=4.9 mm。

25、H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=50 53.58 ap<[Op] 強度足夠 4)繪制鍵槽工作圖 　　　　　　　 (二)從動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T11=505軸徑為d1=45，寬度L1=82。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1)鍵的類型 及其尺寸 選擇 2)驗算擠壓 強度 3)確定鍵槽尺 寸及相應的公 差 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型 平鍵聯(lián)

26、接。 根據(jù)軸徑d=45，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬 b=12，鍵高h=8，因軸長L1=82，故取鍵長L=70 將I=L—b，k=0.4h代入公式得擠壓應力為 52.41Mpa 由教材表33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應 力[]50—60MPa，ap<[]，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得， 軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=7．5mm，r6對應的 極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深 h=4.9 mm。H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=70 52.41 ap<[Op]

27、 強度足夠 (三)從動軸齒輪處鍵的校核 已知軸與齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉矩為T11=505，軸徑為d1=52，寬度L4=58。 齒輪、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結果 1)鍵的類型 及其尺寸 選擇 2)驗算擠壓 強度 3)確定鍵槽尺 寸及相應的公 差 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇A型 平鍵聯(lián)接。 根據(jù)軸徑d=30，由表10-33(165頁)，查得：鍵寬 b=14，鍵高h=9，因軸長L1=60，故取鍵長L=45 將I=L—b，k

28、=0.4h代入公式得擠壓應力為 59.17Mpa 由教材表33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應 力[]50—60MPa，ap<[]，故擠壓強度足夠。 (以為例)由附表10-33(165頁)得， 軸槽寬為20N9-0520，軸槽深t=7．5mm，r6對應的 極限偏差為：。轂槽寬為20Js90.026，轂槽深 h=4.9 mm。H7對應的極限偏差為0.030 鍵bh 鍵長L=45 59.17 ap<[Op] 強度足夠 注意：從動軸的許用擠壓應力[op]：100—120Mpa。鍵的工作圖都需要畫出。 七、軸承的選擇與驗算 (一)主動軸承的

29、選擇與驗算 已知軸頸直徑d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192 ，運轉過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當量動負荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) P=RvA、RⅧ中較大者 因球軸承，故c=3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(1h’可查表或按大修期確定) P=1.2 Lh>Lh， 合適 (二)從動軸承的選擇

30、與驗算 已知軸頸直徑d3=60，n11=96，RvA=3063，Rw=3063，運轉過程中有輕微沖擊 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、確定軸承的基本參數(shù) 2、計算當量動負荷P 3、計算基本額定壽命 由軸承型號查課程設計附表得軸承的基本參數(shù) P二RvA、RⅧ中較大者 因球軸承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入計算得：Lh= 故所選軸承合適。(1h’可查表或按大修期確定) P=1.2 Lh>Lh， 合適 注意：如壽命過大，則重選軸承型號，取輕或特輕系列

31、 八、聯(lián)軸器的選擇與驗算 已知聯(lián)軸器用在減速器的輸出端，從動軸轉速nh=96，傳遞的功率為P11=5.08　　傳遞的轉矩為T"=505 ，軸徑為d1=45 計算項目 計算內(nèi)容 計算結果 1、類犁選擇 2、計算轉矩 3、型號選擇 為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱 銷聯(lián)軸器，代號為HL。 由教材表43-l，選擇工作情況系數(shù)K=1.25 Tc=KTⅡ=631.96 按計算轉矩、軸徑、轉速，從標準中選取HL3型 彈性柱銷聯(lián)軸器，采用短圓柱形軸孔。 公稱轉矩：Tn=630>Tc 許用轉速：n1=1000>n11 主動

32、端：了型軸孔、A型鍵槽、軸徑d1=，半聯(lián)軸 器長度L： HL彈性柱銷聯(lián)軸 器 Tc=631.96 聯(lián)軸器的選擇結果 型 號 軸孔直徑 軸孔長度 公稱轉矩 許用轉速 HL4 45 112 1250 4000 九、箱體、箱蓋主要尺寸計算 箱體采用水平剖分式結構，采用HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下： 名稱 符號 尺寸 箱體厚度 具體內(nèi)容參照23頁表5-1 8mm 十、齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇 (一)減速器的潤滑 1、齒輪的潤滑：根據(jù)齒輪的圓周速度6.28 選擇10m

33、m 潤滑，浸油深度 ，(36頁)潤滑油粘度為59 。(41頁) 2、軸承的潤滑：滾動軸承根據(jù)軸徑 選擇 脂 潤滑，潤滑脂的裝填量 ，潤滑脂的類型為鈣基2號 鈉基2號 。(39-40頁．) (．-2：)減速器的密封(42—46頁) 1、軸伸出處密封：軸伸出處密封的作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕防止?jié)櫥停ㄖ┞┏龊拖渫怆s質(zhì)，水基灰塵等侵入軸承室避免軸承急劇磨損和腐蝕，采用墊圈密封方式 2、軸承室內(nèi)側密封：采用擋油環(huán)密封方式，其作用是防止過多的油，雜質(zhì)以及嚙合處的熱油沖入軸承室 3、箱蓋與箱座接合面的密封：采用密封條密封方法 畫出封油環(huán)與氈圈示意

34、圖(46頁與191頁) 十一、減速器附件的設計 說明：按課程設計47—53頁進行設計，對每一種附件，說明其作用，并畫出結構示意圖。 (一)窺視孔蓋和窺視孔的設計 作用：檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側間隙及向箱內(nèi)注入潤滑油 結構示意圖 窺視孔開在機蓋的頂部，應能看到傳動零件嚙合，并有足夠的大小，以便于檢修。 (二)排油孔與油塞 作用：排放污油，設在箱座底部 結構示意圖 放油孔的位置應在油池最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其結構如圖 十二、參考文獻 [1] 王啟平.機床夾具

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