一级减速器斜齿轮0.doc

一级圆柱斜齿齿轮减速器设计说明机械设计课程设计说明书目 录一 传动方案拟定2二 电动机的选择3三 计算总传动比及分配各级的传动比3四 运动参数及动力参数计算4五 传动零件的设计计算41 皮带轮传动的设计计算52 齿轮传动的设计计算6六 轴的设计计算.7七 滚动轴承的选择及校核计算.11八 键联接的选择及计算.12九 联轴器的选择.13十 减速器的润滑核密封形式、润滑油的牌号选择.13十一减速器箱体设计.13十二其他技术说明.14十三参考文献.15一、传动方案拟定题目：带式输送传动装置中的一级圆柱斜齿齿轮减速器。（1）工作条件：空载启动，传动可逆，常温、工作场所灰尘较大，连续工作，传动比误差为5%。（2）原始数据：输送带拉力F=4.8KN；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=440mm运动简图： 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（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：(1) 传动装置的总功率：（查指导书表2.3） =0.960.9820.970.990.980.96=0.83(2) 电动机所需的工作功率：工作机所需的功率：P d =FV/(1000)=48001.4/(10000.83)=8.10 KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速： =601000V/D=6010001.4/440=60.80r/min 按指导书P5表2.1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范围Ia=35。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为=620。故电动机转速的可选范围为=（620）60.80=364.81216r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min，1000 r/min 根据容量和转速，由指导书表2.3查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y160L-611100097015.9535.322Y180L-81175073012.00344、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1比较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y160L-6，额定功率为Ped =11KW，满载转速=970r/min。三、计算总传动比及分配各级传动比1、总传动比： =970/60.80=15.952、分配各级传动比（1） 据指导书P5表2.1，取=3（2） 分配各级传动比根据指导书式2.6可得 =15.95/3=5.32四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） I轴： =970/3=323.33r/min II轴: nII=nI/ =323.33/5.32=60.80r/min 滚筒轴： n筒=nII =60.80r/min2、计算各轴的功率（KW） 由课本表2.5可得I轴：PI=Ped=110.96=10.56KWII轴:PII=PI=10.560.980.97=10.04KW滚筒轴：PIII=PII=10.040.980.99 =9.74KW3、计算各轴扭矩（Nm）电动机轴：Td = 9550Pd / = 95508.10/970 =79.75 NmI轴：TI=9550PI/nI=955010.56/323.33=311.90NmII轴:TII=9550PII/nII=955010.04/60.80 =1577.00Nm滚筒轴：TIII=9550PIII/nIII=95509.74/60.80 =1529.88Nm各参数归结如下表： 参数轴号电动机轴I轴II轴滚筒轴转速970323.3360.8060.80功率1110.5610.049.74转矩79.75311.901577.001529.88传动比35.321.00效率0.960.950.97五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算 选择V带截面型号 由课本P83 表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.211=13.2KW由PC=13.2KW =970r/min，查课本P82图5-9,选用B型V带(1) 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P82表5-10 查得B型V带的最基准直径为160mm，取小带轮直径d1=160mm由d2=i d1计算大带轮直径：d2=i d1=3160=480mm由表5-4选取最接近的标准直径为d2=475mm 验算带速vV=24.11m/s,带速在525m/s范围内，带速合适。(2) 确定带长和中心距1）初定中心距a00.7（d1+ d2)a02（d1+ d2）0.7（160+475) a02（160+475)444.5mma01270mm，初定中心距a0=860mm2）计算带的基准长度Ld0 Ld0=2 a0+ （d1+ d2）+=2860+（160+475)+ =2745.79mm由Ld0=2745.79mm查表5-2，取带的基准长度Ld=2800mm 3）确定实际中心距a aa0+=860+=887.11mm (3) 验算小带轮包角111800-57.30=1800-57.30=159.651200 满足要求，适用(4) 确定带的根数Z查表5-5得V带的基本额定功率P0=2.70KW；查表5-6的额定功率增量P0=0.30KW；查表5-7得包角系数K=0.95；查表5-8得长度系数KL=1.05,则Z=4.41取V带根数Z=5根,小于B型V带最多使用根数,满足要求,因此选用B型V带.(5) 确定初拉力F0和轴上压力FQ查表5-1得B型V带q=0.17kg/m,由式5-18计算确定带传动的初拉力为F0=500(-1)+qv2=188.15N由式6-25计算作用于带轮轴上的压力为 FQ=2ZF0sin=25188.15 sin=1843.870N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级和齿数考虑减速器的传递功率较大，齿轮采用软齿面，按课本P126表6-6，小齿轮选用45钢 调质热处理，硬度为236HBS；打齿轮选用45钢 正火热处理，硬度为190HBS。由表6-12初选齿轮为9级精度。 (2) 按齿根弯曲疲劳强度设计因两轮均为钢制齿轮，由式(6-7) Mn1.17小齿轮转矩T1=9549P1/n1=954910.56/323.33=311.87Nm齿数比u=i=5齿宽系数取a=0.4载荷系数取K=1.6许用应力取SHmin=1.0 取ZNZLVRZWZX=1.0 H1=Hlim1ZNZLVRZWZX/SHmin=7001/1.1=636MPaH2=Hlim2ZNZLVRZWZX/SHmin=6401/1.1=582 MPa因为H1H2,故应以H2代入计算a476(u1)= 476(51)=257mm取a=260按经验公式先取模数mn=(0.0070.02)a=0.982.8取标准模数mn=2计算主要几何参数：Z1=43.33Z2=uZ1=216.67计算齿宽 b=aa=0.4260=104mm 取b1=b+(510)=104+7=111mm b2= b=104mm 验算齿轮圆周速度：V=d1n1/601000=3.1446323.33/（601000）=0.77ms5 ms,由课本9-3选齿轮传动精度等级8级合适。(3) 校核算齿根弯曲疲劳强度由课本P154式（9-9）得 F=(2000kT1/bmZ1)YFS FP确定有关参数和系数许用弯曲应力FP由课本P160图9-25查得：Flim1=280Mpa Flim2 =220MpaFP1= 1.4Flim1 =392Mpa FP2= 1.4Flim2 =308Mpa齿形系数YFa 由P155图9-16查得YFa1=2.06 YFa2=1.95计算两轮的许用弯曲应力F1=2000kT1/(bmnZ1)YFS1=20001.2311.87/(104243.33)2.06Mpa=171.08MpaFP1= 392MpaF2=F1YFS2/ YFS1 =171.081.95/2.06Mpa=161.94MpaFP2 =308Mpa所以选的齿轮强度足够六、轴的设计计算1、输入轴的设计计算(1) 选择轴的材料及热理方式 由于减速器轴为一般用途可选用45钢，调质。查课本表10-1可得：硬度217255HBS,抗拉强度b=650Mpa，屈服强度s=360MPa，弯曲疲劳强度-1=260Mpa，剪刀疲劳强度为155MPa，许用弯曲应力-1=60Mpa(2)最小轴径估算利用扭转强度法，根据课本式10-2得轴的最小直径为dC (式中C为与轴材料有关的系数，查表13-2得C=118-107，取C=112) =38.3mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=28(1+5%)=40.22mm 取最小轴径dmin=40mm(3) 轴的结构设计考虑到轴上零件的定位、固定及装拆，拟采用阶梯轴结构（详见总装配图）。 轴上零件的定位，固定和装配减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和套筒实现轴向定位，靠达盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。确定轴各段直径和长度I段直径：d1=40mm 长度取决于带轮轮毂结构和安装位置，暂定L1=84mmh=2c 查指导书附表2.5取c=2.5mmII段直径：d2=d1+2h=40+2（23）2.5=50mm初选用6310型深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为27mm。（转入输入轴轴承选择计算）齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长：L2=（2+20+27+55）=104mmIII段直径：d3=d2+2h=50+222.5=60mm L3=84-2=82mm段直径：取d4=72mm，长度与右面的套筒相同，即L4=20mm。考虑轴承左面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表11-1得安装尺寸da=60mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为60mm。段直径d5=50mm，长度L6=27mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=317mm按弯矩复合进行强度计算 已知d1=60，已知T1=380030Nmm求圆周力：Ft=2T1/d1=2380030/40=5252.5N求径向力：Fr=Fttan=2626.25tan200=955.88N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=90mm 绘制简图如下：（1）绘制轴受力简图（如图a）（2）制水平面弯矩图（如图b）轴承支承反力： RHA= RHB = Ft/2=2626.25N由两边对称，知截面C图（b）的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC1= RHA L=2626.2590=236362.5Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=477.94N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MC2= RVA L/2=477.9490=43014.6Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=240244.6 Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P1/n1）106=157575Nmm(6) 绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=43014.62+(0.6157575) 2 1/2=103870.8Nmm(7)按弯扭合成进行强度计算由课本P219式13-3 按脉动循环：=0.6d 10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（43015.52(0.6157575) 2）1/2/551/3=34.78mm d3=45mmd 该轴强度足够。（8）进行疲劳强度安全系数校核 截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-6，用插值法求得）=1.069（由表13-8，用插值法求得） =0.88 =0.81（由表13-7查得）K=2.906 K =2.145（由表13-6，按配合H7/r6查得）W=d3/32=4580.44mm3 WT=2W=9160.88mm3 S=1.8(由表13-4查得) S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 2.90673065.89/4580.44)20.75(2.1450.1) 80940/9160.88 21/2=5.2SS,轴的强度满足要求。(4) 输出轴的设计计算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，属于一般轴的设计问题，选用45钢正火，硬度217255HBS，抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa，-1=55Mpa2) 估算轴的基本直径查表11-3，取dC (P/ n)1/3=112(13.24/90.76)1/3mm=57.2mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=57.2(1+5%)mm=59.06mm取d1=60mm3) 轴的结构设计 轴的结构设计祥见总装配图 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，齿轮左面由轴肩定位，右面轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。 确定轴各段直径和长度I段直径：d1=60mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取YL7型Y型凸缘联轴器L1=82mm。h=2c 查指导书附表2.5取c=1.5mmII段直径:d2=d1+2h=60+221.5=66mm初选用6310型深沟球轴承，其内径为50mm,宽度为27mm。（转入输出轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（）取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+27+55）=104mmIII段直径：d3=d2+2h=66+221.5=72mm L3=D2-2=80mm段直径：d4= d3 +2h=72+223=84mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由附表6.2得安装尺寸da=65m，该段直径应取：d5=78mm, L5=20mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为78mm，段直径d6=50mm，长度L6=27mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=821048020+27=313mm 弯矩复合进行强度计算已知d2=270mm已知T2=9550P/ n=528.238Nm=528238 Nmm求圆周力：Ft=2T2/d2=2528238/324=3260.7N求径向力：Fr=Fttan=3260.7tan200=1186.79N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=85mm绘制简图如下:（1）绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制水平面弯矩图（如图b）轴承支承反力：RHA= RHB = Ft/2=1630.35N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为Mc1= RHA L/2=1630.3590=146731.5Nmm(3)绘制垂直面弯矩图（如图c）RVA= RVB = Fr/2=593.395N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为M c2= RVA L/2=593.39561.5=36493.79Nmm(4)绘制合成弯矩图（如图d）MC=(Mc12+Mc22)1/2=(146731.52+36493.792)1/2=247893.63Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P/ n）106=712665.3 Nmm(6) 绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=36493.792+(0.6676330.5) 2 1/2=439537.68Nmm(7)按弯扭合成进行强度计算由课本P228式13-2 按脉动循环：=0.6d 10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=10（36493.792(0.6676330.5) 2）1/2/551/3=39.75mm d3=66mmd 该轴强度足够。（8）进行疲劳强度安全系数校核齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安全系数校核。截面有关系数： =0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523（由表13-5，用插值法求得）=1.069（由表13-8，用插值法求得）=0.81 =0.76（由表13-7查得）K=3.343 K =2.409（由表13-6，按配合H7/r6查得）W=d3/32=14615.96mm3 WT=2W=29231.93mm3 S=1.8(由表13-4查得)S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2=255/( 3.34370260.55/14615.96)2+0.75(2.4090.1)389162.5/29231.93 21/2=7.7SS,轴的强度满足要求。七、滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：=1630010=48000 小时1、计算输入轴承(1) 求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P262表14-5和14-4选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=38mm，转速n1=320 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T1/d1=2000157.58/67.94=4638.79NFr=Fttg20=1593.16N轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=587.62NP1=fP R1=1.2796.58=1638.18NP2=ft XR2=10.56796.58=398.97N(2) 试选轴承型号 计算轴颈d2=38mm，初选7206AC型，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=13589N，基本额定静载荷Cor=7480N。(3) 由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（60n Lh/106）1/3=5784.73因CCr=13589N，故选轴承型号为6310型。2、计算输出轴承(1) 求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P253表15-5和15-6选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=45mm，转速n2=67.94 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P144式10-17和10-18可得：Ft=2000T2/d2=2000672.8/324=3976.97NFr=Fttg20=1251.86N因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=597.87NP1=fP R1=1.2389.7=467.64NP2=ft XR2=10.56694.89=389.13N(2) 试选轴承型号 算轴颈d2=45mm，初选7206AC型。，查指导书P135附表6.2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=17400N，基本额定静载荷Cor=14900N。(3) 由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ ft（60n Lh/1000000）1/3=2986.1因CCr=16200N，故选轴承型号为6310型。八、键联接的选择及计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取P=100Mpa1、 输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=40mm,L1=84mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=1890mm。键长取L=L1（510）=60mm。键的工作长度l=L10=50mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4157575/301050=57.72MpaP(100Mpa)所选键为：键C1060GB109612、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=60mm,L3=82mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=14mm，h=9mm，键长范围L=22110mm。键长取L=L3（510）=80mm，键的工作长度l=L14=66mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T1/dhl=4157575/43966 =36.65MpaP(100Mpa)所选键为：键C1480GB10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=72mm,L3=80mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=18mm，h=11mm，键长范围L=45180mm。键长取L=L3（510）=75mm，键的工作长度l=Lb=57mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4676330.5 /651457 =94.42MpaP(100Mpa)所选键为：键C1875GB10964、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=60mm,L1=82mm查课本P91表7-9得，选用A型平键，得：b=16mm，h=10mm，键长范围L=45180mm。键长取L=L1（510）=85mm，键的工作长度l=L16=69mm。强度校核：由P91式7-27得p=4T2/dhl=4676330.5 /521669 =93.22MpaP(100Mpa)所选键为：键C1685GB1096九、联轴器的选择已知输出轴轴径d1=60mm，P=13.24kw，n=90.76 r/min。因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转