设计螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.docx

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设计螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

黄冈职业技术学院

毕业设计

课题名称:

设计螺旋传输机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

系别机电工程系

专业机电一体化

班级机电动机200702班

姓名杨国志

学号200703011211

指导教师李杰老师

摘要

本次毕业课题设计中的减速机选择的是非标准减速器。

一级圆柱齿轮减速机是位于原动机和工作机之间的机械传动装置。

机器常由原动机、传动装置和工作机三部分组成。

合理的传动方案不仅应满足工作机的性能要求，而且还要工作可靠、结构简单紧凑加工方便、成本低、传动效率高以及使用和维护方便。

关键词：

传动装置箱体齿轮低速轴

AbstractThesubjectofdesigngraduateschoosenon-standardgearreducer.Acylindricalgearreducerislocatedbetweentheprimemoverandworkingmachinemechanicaltransmissiondevice.Machinesoftentheoriginalmotivation,transmissionandworkmachineofthreeparts.Soundtransmissionprogramsshouldnotonlymeettheperformancerequirementsoftheworkmachine,butalsoreliableoperation,simplestructure,compactandeasyprocessing,lowcost,hightransmissionefficiency,aswellaseasytouseandmaintain.

Keywords:

low-speedgearboxgearshaft

第1章、总述

一、机械设计基础毕业设计的目的

（1）培养我们综合运用所学的机械设计课程的知识去解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展。

（2）学习机械设计的一般方法和简单机械传动装置的设计步骤。

（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图和学习使用设计资料、手册、标准和规范。

二、机械设计基础毕业设计的内容

（1）拟定和分析传动装置的设计方案。

（2）选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数。

（3）进行传动件的设计计算，结构设计，校核轴、轴承、连轴器、键等零部件的强度，选择润滑和密封方式。

（4）绘制减速器装配图。

（5）绘制零件工作图。

（6）编写设计计算说明书，准备答辩。

三、机械设计基础毕业设计的要求

（1）理论联系实际，力求设计合理，同时鼓励创新。

（2）认真阅读教材中与课程有关的内容，认真查阅有关资料。

（3）正确运用课程设计指导书，按步骤进行设计和计算，不要急于求成；按时完成全部设计任务。

第2章、传动装置的总体设计

一、减速箱的工作原理

一级圆柱齿轮减速器是通过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动，动力从一轴传至另一轴，实现减速的，如图2-1齿轮减速器结构图所示。

动力由电动机通过皮带轮（图中未画出）传送到齿轮轴，然后通过两啮合齿轮（小齿轮带动大齿轮）传送到轴，从而实现减速之目的。

由于传动比i=n1/n2，则从动轴的转速n2=z1/z2×n1。

减速器有两条轴系——两条装配线，两轴分别由滚动轴承支承在箱体上，采用过渡配合，有较好的同轴度，从而保证齿轮啮合的稳定性。

端盖嵌入箱体内，从而确定了轴和轴上零件的轴向位置。

装配时只要修磨调整环的厚度，就可使轴向间隙达到设计要求。

1）运动简图：

1——电动机2——带传动3——联轴器4——皮带式输送机

5——一级圆柱齿轮减速器

2）工作条件：

皮带式输送机单向运转，有轻微的震动，两班制工作，使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许误差为±5%。

小批量生产，每年工作300天。

3）要求：

每人交上说明书一份，装配图一张，零件图二张

输送带（牵引力）F=5KN滚筒直径D=300mm输送带带速v=1.1m/s

二、电动机的选择

1）选择电动机的类型：

按电动机的特性及工作条件选择。

若无特殊要求一般选择Y系三相异步电动机，其优点是可直接接在三相交流电路中，结构简单，价格便宜，维护方便。

2）选择电动机的容量：

电动机的容量选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。

容量选择过大，则电动机的价格高，传动能力又不能充分利用，而且由于电动机经常在轻载下运转，基效率和功率数都较低从而造成能源的浪费。

对于长期运行、载荷比较稳定的机械，通常按照电动机的额定功率选择，而不校核电动机的发热和起动转矩，选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Ped应略大于工作机所需的电动机功率Pd即Ped≥Pd

3）电动机输出功率：

Pw=Fv/1000=5kn×1.1m/s/1000=5.5kw

4）电动机至输送带的总功率：

η总=η14×η2×η3×η4

根据表2—1查得

η1=0.99（球轴承）η2=0.99（弹性联轴器）

η3=0.97（8级精度的一般齿轮传动）

η4=0.96（带传动）

η总=η14×η2×η3×η4

=0.994×0.99×0.97×0.96

　=0.88

5）电动机所需的工作功率：

Pd=Pw/η总=5.5/0.88=6.25kw

6）电动机额定功率：

Ped为7.5kw

7）确定电动机转速：

电动机输出轴转速：

nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.1/3.14×300

=70r/min

表2—2查得带传动的传动范围i`1=2～4闭式直齿圆柱齿轮传动的传动范围i`2=3～4

总传动比范围为i`=（2～4）（3～4）

=6～16

故电动机转速的可选范围为nd=i`•nw

=（6～16）×70r/min

=（420～1120）r/min

所以nd=970r/min（满载时转数）

8）确定电动机型号：

查附表3，选定电动机型号为Y160M—6

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=nd/nw=970/70=13.85

2、分配各级传动比：

（1）据指导书，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）

（2）∵i总=i齿轮×i带

∴i带=i总/i齿轮=13.85/5=2.77

四、运动参数及动力参数计算

1）计算各轴转速（r/min）

nI=n电动/i带=970/2.77=350r/min

nII=nI/i齿轮=350/5=70r/min

nIII=nII=70r/min

2）计算各轴的功率（KW）

PI=Pd×η带=6.25×0.96=6KW

PII=PI×η齿轮轴承×η齿轮=6×0.99×0.97=5.76KW

PIII=PII×η齿轮轴承×η联轴器=5.76×0.99×0.99=5.64KW

3、计算各轴扭矩（N•mm）

Td=9550×Pd/n电动=9550×6.25/970=61N•mm

TI=9550×PI/nI=9550×6/350=163.71N•mm

TII=9550×PII/nII=9550×5.76/70=785.82•mm

TIII=9550×PIII/nIII=9550×5.64/70=769.45N•mm

第3章、传动零件的设计计算

一、带轮传动的设计计算

解：

确定计算功率PC，选择V型带。

由于载荷平稳，工作时间两班制。

所以由书表11—7查得k=1.3，故计算功率为PC=kP=1.3×3=3.9kw

由于PC=3.9kw，n1=970r/min。

由书表11—8得，确定带的型号为A型号。

确定带轮的基准直径d1和d2

由书表11—8，根据d1〉dmin的要求，取d1=100mm。

∵d2=d1n1/n2=100×970/369.23=262mm

1）验算带速

V=πd1n1/60×1000=3.14×100×970/60×1000=5.076m/s

∴带速V在5～25m/s范围内，故合适。

2）计算中心距a，带长Ld

初定中心距为0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2）得

0.7（100+262）≤a0≤2（100+262）

254mm≤a0≤722mm

取a0=500mm

初定带长为L0=2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0

=2×500+3.14（100+262）/2（262-100）2/4×500

=1569mm

由书表11—1取Ld=1600mm

中心距a≈a0+（Ld-L）/2=500+（1600-1569）/2

=515mm

中心距变化范围为amin=a-0.015Ld=515-0.015×1600

=491mm

amax=a+0.03Ld=515+0.03×1600

=563mm

3）验算小带轮包角

小带轮包角可按下列公式得

α1=1800-（d2-d1）/a×57.30

=1800-（260-100）/515×57.30

=162.10

∵α1=162.10〉1200

∴小带轮包角α1合适。

4）确定V带的根数Z

根据书表11—4查得，单根普通V带所能传递的功率P0=0.96kw

根据书表11—5查得，单根普通V带功率增量为△P0=0.11kw

根据书表11—6查得，包角修正系数为Ka=0.95

根据书表11—1查得，带长修正系数为KL=0.99

Z=PC/（P0+△P0）KαKL

=3.9/（0.96+0.11）×0.95×0.99

=3.88

取Z=4

5）计算初压力F0

由书表11—2查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=500×3.9/4×5.024×（2.5/0.96-1）+0.1×5.0242

=160.65N

6）计算轴上的力Fy

Fy=2ZF0sinα1/2=2×4×160.65sin167.6/2

=1233.792N

7）带轮的材料选用

小带轮的材料为铸铁（AT150）因为直径采用实心式带轮。

大带轮的材料为HT150，因为直径d2=262mm。

采用腹板式带轮。

普通V带轮的轮槽尺寸

∵V带为A型号，查书表11—3查得

∴bd=11mmhamin=2.75mme=15±0.3mmfmin=9mmhfmin=8.7mmδmin=6mmφ=34°

根据《机械设计手册》235页查得轮宽B=（Z-1）e+2f=（4-1）×15+2×9

=63mm

二、带轮的安装与维护

安装时，两轮的轴线应平行，否则带间磨损严重，一般应使小轮包角α1≥120°。

要先将中心距缩小，带套在带轮上再慢慢拉紧，不要硬撬，带装好后，带的张紧程度是大拇指能按下12mm为宜，在使用过程中对带传递应进行定期检查，发现有疲劳破坏现象时，应及时将V带更换，用安全防护罩将带传动罩起来，即保证人身安全，又防止酸碱等腐蚀腰带，而发生意外。

第4章、轴的设计计算

一、从动轴的设计计算

已知：

P4=2.6kw，从动齿轮转速70r/min。

分度圆直径d2=222.5mm，单向传动，载荷平稳，工作时间两班制。

1）选择轴的材料，确定许用应力

查书表16—2得选用45钢，正火处理，硬度在170～217HBW，抗拉强度σb=600Mpa

查书表16—4得许用弯曲应力[σ-1bb]=55Mpa

2）按扭转强度计算最小直径

d≥C（P/n）1/3

由书表16—3，C=118～107取C=115

d2≥34.49mm

考虑到轴颈上有一键槽，应将轴径增大3%，但因为从动轴传递的功率较小，故不用将轴径增大。

根据弹性套柱销连轴器TL6内孔直径取d2=35mm，查附表2—10。

选弹性套柱销联轴器（GB4324—1984）

3）轴的结构设计

A.确定轴上零件布置在箱中央，轴承对称地布置在两侧，轴在外轴端安装联轴器，齿轮以轴环和套筒实现轴向定位和固定，以平键联接和过盈配合H7/r6实现周向固定。

查5—3表，为便于装拆和调整等要求，通常将轴设计成阶梯轴。

B.确定轴各段直径和长度

根据轴各段直径确定的原则，采用阶梯轴尺寸按由小至大，由两端到中央的顺序确定。

而装有密封件和滚动轴承处的直径，则应与密封件和轴承的内径一致。

轴上两个支点的轴承，应尽量采用相同的型号，便于轴承座孔的加工。

查表5—1①外伸轴直径d1=35mm

②联轴器定位肩高度a=3mm，圆角半径R=2，直径d2=41mm

③为安装轴承便于安装，两滚动轴承处的轴径直径d3〉d2。

且查表5—1查得，轴颈的直径d3=47mm。

因为两相邻轴段直径的变化仅是轴上的拆装方便或区分表面，所以两直径略有差值。

即轴颈直径d3=45mm。

因直齿圆柱齿轮减速器的轴有存在径向载荷，所以选深沟球轴承来承受径向载荷。

选择轴承型号60209宽度系列代号为窄，直径系列代号为轻，内径代号09。

④安装齿轮，采用标准系列值，取d4=55mm。

⑤轴环处考虑齿轮定位和固定直径。

查《机械设计手册》771页8—355查得，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5d5=d4+2a=66mm

⑥轴上两轴承的轴径的直径应一致d6=45mm。

C.确定各段轴的长度

因为选用弹性套柱销联轴器（GB4323—1984）。

主动端Z型轴孔，C型键槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。

TL6型号。

对于安装联轴器的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度。

∴l1=58mm

为保证齿轮固定可靠，而且齿轮端面与箱体之间不相碰及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体壁间应留有一定间隙，为使轴承含在箱体内取两者之间间距为15.79mm。

选择凸缘式轴承盖，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。

根据《机械设计手册》表6—921493页。

轴承盖b1=12mm，L`=16mm。

∴l2=43.79mm

查《机械设计手册》986页轴承宽度b=19mm，r=2，套筒设定为8mm。

∴l3=41mm

安装齿轮的轴段，应使轴段的长度略短于相配轮毂的宽度，因为轮毂宽度L=66mm，所以跟齿轮联接的轴段l4=64mm。

轴环宽度l5=b=1.4a=7.7mm

根据《机械设计手册》表8—355查得轴径l6=21mm

为防止传动件润滑油飞溅到轴承内，轴承面向箱体内壁侧应加挡油环l=（10～15）mm，设定挡油环长度为12mm。

二、从动轴校核轴受力图

圆周力：

Ft=2T/d2=339.33N

径向力：

Fr=Ft•tanα=760.1N

作用在右端带轮上的力F=2500N，方向向下。

K=136mmL=56.2mm

1）画出轴的空间受力图

2）根据水平受力图求水平面支反力，并画出水平弯矩图。

F1H=F2H=Ft/2=1169.67N

截面a处弯距为

MaH=F1HL/2=32.87N•m

3）根据垂直面受力图求垂直面支反力，并画出垂直

面弯距图。

F1V=FrL/2L=380.05N•m

F2V=Fr-F1V=380.05N•m

∴F1V=F2V

垂直面弯距

Mav=F2VL/2=10.68N•m

4）求F力在支点所产生的反力，并画出其弯距图

F1F=FrK/L=6049.82N•m

F2F=F-F1F=8549.82N•m

F力产生的弯距MaF=FK=340N•m

在轴的a—a截面，F力产生的弯距为MaF=F1FL/2=170N•m

5）求合成弯距，并画出合成弯距图

按F力作用的最不利的情况考虑，把MaF与（Mav2+MaH2）1/2直接相加，得

Ma=（Mav2+MaH2）1/2+MaF=204.56N•m

画出转距图T=260.25N•m

由图可见，a—a截面最危险，求当量弯距。

Me=[Ma2+（2T）]21/2

由于轴的转距变化规律不清楚，所以按脉动变化转距计算。

α=[σ-1bb]/[σ0bb]

根据《机械设计手册》表8—346762页

[σ-1bb]=60Mpa[σ0bb]=100Mpa

∴α=[σ-1bb]/[σ0bb]=0.6

Me=[Ma2+（αT）2]1/2=257.35N•m

6）计算危险截面的直径

轴的材料选用45钢调质处理，已查得[σ-1bb]=60Mpa

d≥（Me/0.1[σ-1bb]）1/3=35mm

说明：

因截面a处有一键槽，应将直径增大3%，但因为轴传递的功率小。

所以不增加。

结构设计图中此处直径为55mm，故强度足够。

图如下:

第5章、滚动轴承的选择及校核计算

一、从动轴滚动轴承的设计

a）选择轴承类型：

由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。

D=85mm

b）选择轴承型号，根据轴径d=45mm，选择轴承型号60209型滚动轴承。

c）验算T=9550p/n=260.25N•m

Ft=2T/d2=2339.33N•m

Fr=Ft•tanα=760.1N

已知：

轴承的使用期限（5年），每年工作300天（两班制）。

∴Lh=19440h

∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力

∴当量动载荷P=xFr

根据书表18—8查得x=1

∴P=760.1N

根据《机械设计手册》986页

Cr=2560KNC0=1810KN

根据书表18—5查得当轴承的工作温度100°Cft=1

根据书表18—6查得载荷性质：

为冲击，平稳fp=1.2

∵轴承为深沟球轴承

∴轴承的寿命指数ε=3

∴Cr′=fp•p/ft（60n/106•Lh′）1/ε

=4387.3N

∵4.3873KN〈Cr

∴轴承型号60209型滚动轴承满足要求。

二、主动轴滚动轴承的设计

a）选择轴承类型：

由于单向传动主要受径向载荷，同时也承受轴向载荷，选择深沟球轴承。

D=72mm

b）选择轴承型号，根据轴径d=35mm，选择轴承型号60207型滚动轴承。

c）验算T=9550p/n=70.09N•m

Ft=2T/d2=2437.91N•m

Fr=Ft•tanα=792.12N

已知：

轴承的使用期限（5年），每年工作300天（两班制）。

∴Lh=19440h

∵直齿圆柱齿轮不承受轴向力

∴当量动载荷P=xFr

根据书表18—8查得x=1

∴P=792.12N

根据《机械设计手册》986页

Cr=2010KNC0=1390KN

根据书表18—5查得

当轴承的工作温度100°Cft=1

根据书表18—6查得

载荷性质：

为冲击，平稳。

fp=1.2

∵轴承为深沟球轴承

∴轴承的寿命指数ε=3

∴Cr′=fp•p/ft（60n/106•Lh′）1/ε

=7176.6N

∵7.1766KN〈Cr

∴轴承型号60207型滚动轴承满足要求。

第6章、键联接的选择及校核计算

一、从动轴与齿轮配合处的键

分已知：

d=55mmn=70r/min载荷平稳，单向传动。

a.齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

故联接选用平键。

根据轴径d=55mm由《机械设计手册》表4—994—100849页查得

b.选用A型平键，尺寸为b=16mm

说明：

查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm故取L=56mmh=10mm

1）验算键联接挤压强度A型键工作长度l=L-b=40m

查书表15—3查得许用应力挤压应力

[σF]=125～150Mpa

σP=4000T/hld=47.32Mpa〈[σF]

∴合格

2）相配键槽设计

由《机械设计手册》表4—99查得槽深t=6毂槽深t1=4.4尺寸偏差宽度轴N9-0.04毂JS±0.02深度轴t00毂t10

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10

∴取轮毂装入侧的轴段端5mm

从动轴联轴器相配键槽的设计已知：

d2=35mmn=70r/min载荷平稳，单向传动。

a齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

故联接选用平键。

根据轴径d=35mm由《机械设计手册》表4—99849页查得选用A型平键，尺寸为b=10mmh=8mm说明：

查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm

故取L=50mm槽深t=5偏差宽度N9-0.04深度t00

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10mm

∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。

二、主动轴与齿轮配合处的键

已知：

d=40mmn=350r/min载荷平稳，单向传动。

齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

故联接选用平键。

根据轴径d=40mm由《机械设计手册》表4—994—100849页查得选用A型平键，尺寸为b=12mm说明：

查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm故取L=56mmh=8mm

1）验算键联接挤压强度A型键工作长度l=L-b=44mm

查书表15—3查得许用应力挤压应力[σF]=125～150Mpa

σP=4000T/hld=19.91Mpa〈[σF]

∴合格

2）相配键槽设计由《机械设计手册》表4—99查得槽深t=5毂槽深t1=3.3尺寸偏差宽度轴N9-0.04毂JS±0.02深度轴t00毂t10

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10

∴取轮毂装入侧的轴段端5mm

3）主动轴联轴器相配键槽的设计

已知：

d1=24mmn=369.23r/min载荷平稳，单向传动。

a齿轮传动要求轴与齿轮对中要好，以防止啮合不良。

故联接选用平键。

根据轴径d=24mm由《机械设计手册》表4—99849页查得选用A型平键，尺寸为

b=8mmh=7mm说明：

查《机械设计手册》可得键的长度应比轴段短5～10mm

取L=40mm槽深t=4mm偏差宽度N9-0.04深度t00

∵键槽应靠近轮毂装入侧的轴段端短5～10mm

∴取轮毂装入侧的轴段端3mm。

第7章、润滑的选择

1.齿轮的圆周速度v=1.1m/s〈12m/s采用池浴润滑，为了减少搅拌损失和避免润池温度过高，大齿轮侵入油池中的深度为1个全齿高，但不小于10mm。

但为避免传动零件转动时将沉积在油底的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶距油池底面的距离不小于30～50mm。

根据书表4—14查得，齿轮传动润滑油粘度为220cSt。

2.轴承的润滑

∵d1n1=0.13×105mm•r/min〈（1.5～2）×105mm•r/min

d2n2=0.043×105mm•r/min〈（1.5～2）×105mm•r/min

∴采用脂润滑，润滑脂填充量不得超过轴承空隙的1/3～1/2，过多会引起轴承发热。

3.轴承密封的选择：

密封是为了防止灰尘，水份等侵入轴