带单级斜齿圆柱齿轮减速器机械课程设计说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目 带-单级斜齿圆柱齿轮减速器 信息与工程系班 设计者 指导老师 2012年 12 月 21 日目录一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.13七、滚动轴承的选择及校核计算.26八、键联接的选择及计算.30九、联轴器的选择.31十、减速器附件的选择.32十一、润滑与密封.34计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器。（2） 工作条件：两班制（16小时/天），连续单向传动，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；（3） 使用折旧期：8年；（4） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（5） 运输带速度允许误差：5%（6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；（7） 原始数据：运输带工作拉力 F=1700N；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=230mm。一：传动方案拟定1）、外传动为v带传动 2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器3）、方案简图如下： 4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机，电压380V2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为 KW（2）传动装置的总功率： V带传动的效率D=0.96 齿轮传动效率C=0.97 联轴器效率L=0.99 卷筒效率J=0.96 轴承效率Z=0.99a=D3ZCLJ =0.960.9930.970.990.96=0.86（3）电机所需的工作功率：Pd=2.77KW(4) 确定电动机转速卷筒的转速 n=601000v/(D) =6010001.4/3.14230 =116.3r/min额定功率相同的电动机有几种不同转速，常用有3000、1500、1000、750r/min。电动机转速低，输出转矩大，但重量、尺寸大，价格较高；反之，则输出转矩小，且传动装置的传动比大，结构较大。本课程设计中推荐选用1500或1000r/min两种转速。 n=n式中： n电动机可选转速范围； 带转动和单级圆柱齿轮减速器的传动比合理范围。普通V带传动， =23; =36 （为避免大带轮直径太大， 不宜取大）；单级圆柱齿轮减速器， n=25n=1163r/min 根据Po选取电动机的额定功率Pw，使Pm=(11.3)Po=2.773.601KW查手册得Pw =3KW选电动机的型号：Y100L2-4则 n满=1430r/min型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min中心高H mm轴伸尺寸DE mm装键部位尺寸FGD mmY111L2-4315001430100286082428三、确定传动装置总传动比和各级传动比的分配 1. 确定总传动比=/n=1430/116.3=12.3式中： 电动机满载转速（按满载转速计算误差较小），r/min；2. 各级传动比分配 =式中：、 分别为带传动和减速器传动比。合理分配 ,使之在合适范围内。 =3.07 =4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速=n满=1430（r/min）=/i1=1430/3.075=465.04(r/min)= /i2=465.04/4=116.3(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）=Pd=3KW=D=30.96=2.88KW=C=2.880.990.98=2.79KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）=9.55PI/ =20035 =D=59143=C=229476项目轴轴轴N转速（r/min）1430465.04116.3P功率（kW）32.882.79转矩T（Nmm）2003559143229476 五、传动零件的设计计算1、带轮传动的设计计算(1)根据设计要求选择普通V带截型由表查得：kA=1.2Pca=KAP=1.23=3.6KW=1430r/min由图查得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为d1=90mm 从动轮基准直径 d2= id1=3.07590=276.75mm 取dd2=280mm带速V：V=d1n1/601000=901430/601000 =6m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩初步选取中心距：由 0.7(90+280)a02(90+280)初取a0=600mm，符合：231a0740由 L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1) 2/4a0得：L0=2600+(90+280)/2+(280-90)2/4600=1796mm由书表8-2确定基准长度Ld=1800mm计算实际中心距aa0+( Ld-L0) /2=600+（1800-1796）/2=602mm 取a=602mm Ld=1800mm(4) 验算小带轮包角1=1800-( d2-d1) /a57.30 =1800-（280-90）/60257.30 =161.90900（适用）（5）确定带的根数由=1430r/min d1=90mm =/(1-)=2.04查表得P0=1.07kw P0=0.17kw查表8-5得K=0.95 查表8-2得KL=1.01 由Z=Pc/p= Pc/(P0+P1)KKL得： =3.6/(1.07+0.17) 0.951.01=3.02 取Z=4(6) 计算张紧力F0由表8-3查得q=0.10kg/m，则：F0=500Pc（2.5- k a）/ k a ZV+qV2=5003.6（2.5-0.95）/(0.9546)+0.1062N=125.97N则作用在轴承的压轴力FQ：2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表10-1初选材料。小齿轮选用40Cr,调质;齿面硬度为280HBW大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBW；初选螺旋角 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。 初选小齿轮的齿数为，大齿轮的齿数为 式10-21 (1) 确定公式中的各计算数值试选：由图10-30 得区域系数由图10-26 得断面重合度由表10-6 得弹性影响系数 由图10-21d得接触疲劳强度极限Hlim1 =600MPa Hlim2=550Mpa计算应力循环次数由图10-19得 取失效概率为1% 安全系数S=1.1 由式（10-12）得 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为非对称布置由表10-7取d=1转矩T1T1=95.510 5P/ n 1=95.510 53/465.04 =59143Nm2）计算试算小齿轮分度圆直径计算圆周速度： 计算齿宽b及模数计算纵向重合度2) 载荷系数k 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间不对称布置。试选K=1.2由表10-2 得使用系数 根据v=1.16m/s 8级精度 由图10-8查得动载系数由表10-4查得（接)齿向载荷分布系数由图10-13查得（弯)齿向载荷分布系数由表10-3查得 齿间载荷分布系数故：载荷系数： 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，计算模数:按齿根弯曲强度设计：由式 确定计算参数计算载荷系数：根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数由表10-5查得齿形系数由表10-5查得应力校正系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限;大齿轮的弯曲强度极限由图10-18取弯曲疲劳寿命系数计算轮齿弯曲强度:取弯曲疲劳安全系数S=1.4计算大、小齿轮的并加以比较。大齿轮的数值大设计计算：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2.0已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取则：中心距： 圆整后取a=129mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿宽系数 圆整后六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1.选择轴的材料确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，查表15-1得，选用45钢 调质处理 硬度217255HBS 取250 HBS，取用弯曲应力-1=60Mpa，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限155MPa，许用静应力=260MPa,抗拉强度极限，屈服强度极限2.初步确定轴上的最小直径 查表15-3得，取由试15-2得主动轴，=21.4mm考虑有键槽，将直径增大5%，则=，取=24mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴.（2）确定轴各段直径和长度 初选用7206C型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm。要安装挡油盘所以取d1=30mm L1=26mm。由于该处是齿轮轴处,齿轮的长度为L=65mm，d=52mm，为了防止应力集中所以d2= d3 =36mm L2=L3=15mm，安装轴承和挡油盘所以取d4=30mm L4=26mm d5=26mm L5=50mm。由前面计算得d6=24mm。参考机械设计手册表1-29得 ，取L6=50mm。(3)按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=259143/50=2274.73N径向力Fr= Fttan/cos=2274.73tan200/=853.28N 轴向力Fa=Fttan=2274.73=580N2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)水平面 =-501.26N =1780.78N垂直面 347.7N 同理得：=441.9N齿轮上的弯矩Ma=Fad/2=15080N.mm绘制水平面弯矩图（如图3）和垂直面弯矩图（如图5）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为Mach=RAH73.5=130887.3Nmm右轴颈中间断面处水平弯矩为Mbdh=FQ100=995.21100=99521Nmm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为Macv=RAV63.5=441.963.5=28060 NmmMcbv=Rbv63.5=347.763.5=22078Nmm (2) 按下式合成弯矩图（如图6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为 Mac= 133861 Nmm小齿轮中间断面右侧弯矩为Mcb=132736Nmm Mbd=99521Nmm(3)画出轴的转矩T图 7 T=59143Nmm 带轮与轴的周向定位采用平键连接，查机械设计表6-1得，同时为了保证带轮与轴的配合有较好的对中心，故选择带轮与轴配合为确定轴上的圆角和倒角为从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面B和截面C是轴的危险截面按弯扭合成应力校核轴上最大的弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计式15-5以及图（5）（6）（7）中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为MC=(Mcd2+(T1 2) 1/2=(99521) 2 + (0.659143)21/2=105658MPaMB=(Mabh2+(T12) 1/2=(132736) 2 + (0.659143)21/2=137397MPa(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件：=MB/W=MB/0.1d3=137397MPa /0.1523 =9.77-1C截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=105658/0.1303=39MPa-1结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全从动轴的设计计算1选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45号调质钢，查机械设计表15-1得 ：硬度217255HBS， -1=60Mpa2、轴的结构设计2.初步确定轴上的最小直径 查机械设计表15-3得，取由试15-2得从动轴，=33.16mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径D-，为了使所造的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT，查机械设计表14-1，考虑到转矩变得很小，故去KA=1.5，则Tca=KAT=1.5229476Nmm=344.214Nm，查机械设计手册表8-5得，取LT7型弹性柱销联轴器，其公转距为500Nm，半联轴器的孔径dI=40mm，半联轴器的长度L为84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度，L1=84mm3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案这个设计的装配方案选用机械设计中图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制造出一轴肩，故取-段的直径d-=44mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径D=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=82mm。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d-=44mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，故d-=d-=50，而-=29.25。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册表6-7查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5，d-=60，3）取安装齿轮处的轴段-的直径d-=55mm，齿轮的左端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为52mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段因略短于轮毂的宽度，故取L-=50，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度故取，则轴环处的直径d-=63.轴环宽度，故取L-=74）轴承端盖为20（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=25，故取L-=455）取齿轮距箱体内壁之距离，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度则L-=T+s+a+（52-50）=29.25+6+12+2=49.25mm，L-=a+s-L-=12+6-7=11至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-有机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合采用来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2取轴端倒角为4.求轴上的载荷首先根据计算画出轴的计算简图。如下图所示：5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机械设计式15-5及上面数据，取=0.6，轴的计算应力。=P2，所以按轴承1的受力大小验算=27415.3h2年故所选的轴承满足寿命要求。2.从动轴的轴承（1） 由前面设计得初选轴承为30310型圆锥滚子轴承查机械设计手册表6-7得基本额定动载荷，基本额定静载荷，Y=1.7，Yo=1，由前面计算得径向力 =1537.2N=1302.97（2）求两轴承的轴向力和对于30310型轴承按表13-7得，（3）求轴承的当量动载荷P1和P2 由书本表13-5查得轴承1 轴承2 由书本表13-6得，取载荷系数（4）验算轴承的寿命因为P1P2所以按轴承1的受力大小验算故所选的轴承满足寿命要求八、键联接的选择及校核计算1主动轴外伸端轴上键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=100MPa，圆头平键p=2T/dkl=262490/(243.520)=74.4MPap故符合要求2.从动轴上的连接键 (1) 从动轴上齿轮的连接键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=120MPa，圆头平键p=2T/dkl=2229476/(51655)=104.3p 故符合要求 （2）从动轴上的半联轴器连接键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=120MPa，圆头平键p=2T/dkl=2229476/(40958)=24.99p故符合要求十、减速器附件的选择1.减速器箱体设计中心距机座壁厚：=0.025a1=0.0251291=4.175 取=8mm机盖壁厚：1=8mm机座凸缘厚度：b=1.5=12mm机盖凸缘厚度：b1=1.51=12mm机座底凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺钉直径：df=0.036a12=16.64