V带单级斜齿F=9000 V=1.3 D=280 10X2.doc

机械设计（论文）说明书 题 目：一级斜齿圆柱齿轮减速器 系 别： XXX系 专 业： 学生姓名： 学 号： 指导教师： 职 称：目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计一级圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),使用期限10年(350天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和一级圆柱斜齿轮减速器。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9820.970.990.96=0.85h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=1.3m/s工作机的功率pw:pw= 11.7 KW电动机所需工作功率为:pd= 13.76 KW执行机构的曲柄转速为:n = 88.7 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ian = (624)88.7 = 532.22128.8r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y180L-6的三相异步电动机，额定功率为15KW,满载转速nm=970r/min，同步转速1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=970/88.7=10.9（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=2.5，则减速器传动比为:i=ia/i0=10.9/2.5=4.4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm/i0 = 970/2.5 = 388 r/minnII = nI/i = 388/4.4 = 88.2 r/minnIII = nII = 88.2 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 13.760.96 = 13.21 KWPII = PIh2h3 = 13.210.980.97 = 12.56 KWPIII = PIIh2h4 = 12.560.980.99 = 12.19 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 12.95 KWPII = PII0.98 = 12.31 KWPIII = PIII0.98 = 11.95 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 135.5 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 135.52.50.96 = 325.2 NmTII = TIih2h3 = 325.24.40.980.97 = 1360.2 NmTIII = TIIh2h4 = 1360.20.980.99 = 1319.7 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 318.7 NmTII = TII0.98 = 1333 NmTIII = TIII0.98 = 1293.3 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.313.76 = 17.89 KW 根据手册查得知其交点在C型交界线范围内，故选用C型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 250 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 2.5250(1-0.02) = 612.5 mm 由手册选取d2 = 600 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 970250/(601000) = 12.69 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(250+600)a02(250+600)595a01700 初定中心距a0 = 1147.5 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 21147.5+(250+600)/2+(600-250)2/(41147.5)=3656 mm 由表9-3选用Ld = 3550 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 1147.5+(3550-3656)/2 = 1094.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(600-250)57.30/1094.5 = 161.7012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 17.89/(7.18+0.84)0.990.95) = 2.37故要取Z = 3根C型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 50017.89(2.5/0.95-1)/(312.69)+0.1012.692 = 399.5 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23399.5sin(161.7/2) = 2366.2 N第六部分 齿轮的设计1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 24，则：Z2 = i12Z1 = 4.424 = 105.6 取：Z2 = 106 2） 初选螺旋角:b = 130。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T1 = 325.2 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/106)cos130 = 1.673 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan130 = 1.76 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.773 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6038811035028 = 1.3109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.3109/4.4 = 2.96108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.91 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.88650 = 572 MPasH2 = = 0.91530 = 482.3 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (572+482.3)/2 = 527.15 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 84.1 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.41 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 200.1 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 130 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 74 mmd2 = = = 326 mmb = dd1 = 74 mmb圆整为整数为：b = 74 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 1.5 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/24+1/106)cos130 = 1.673 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318124tan130 = 1.76 9) eg = ea+eb = 3.433 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.773 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 8789.2 N = = 118.8 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos130) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos13cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4查得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.6110-3b = 1.38 18) K = KAKVKHaKHb = 11.11.21.38 = 1.82计算K值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 24/cos3130 = 25.9ZV2 = Z2/cos3b = 106/cos3130 = 114.6 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/25.9+1/114.6)cos130 = 1.684 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68 4) 由图8-26和eb = 1.76查得螺旋角系数Yb = 0.89 5) = = 3.02前已求得:KHa = 1.23.02，故取：KFa = 1.2 6) = = = 10.96且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.21.35 = 1.78 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 1.3109大齿轮应力循环次数:N2 = 2.96108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.87 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 326.9sF2 = = = 254.3 = = 0.01285 = = 0.01562大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.51 mm2.513所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 74 mmd2 = 326 mmb = ydd1 = 74 mmb圆整为整数为：b = 74 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 79 mm b2 = 74 mm中心距：a = 200 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 13.21 KW n1 = 388 r/min T1 = 325.2 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 74 mm 则:Ft = = = 8789.2 NFr = Ft = 8789.2 = 3283.1 NFa = Fttanb = 8789.2tan130 = 2028.1 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0 = 112 = 36.3 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 38 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 43 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 45 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30209型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 458520.75 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：30209。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 52 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 79 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 20.75+8+11-5 = 34.75 mml78 = T+s+a-l67 = 20.75+8+11+2-5 = 36.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30209轴承查手册得a = 20 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (52/2+35+20)mm = 81 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (79/2+34.75+5-20)mm = 59.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (79/2+5+36.75-20)mm = 61.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 4467.6 NFNH2 = = = 4321.6 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1666 NFNV2 = = = 2582.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 4467.659.2 Nmm = 264482 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 2366.281 Nmm = 191662 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -166659.2 Nmm = -98627 NmmMV2 = FNV2L3 = 2582.961.2 Nmm = 158073 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 282273 NmmM2 = = 308120 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 8.5 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 12.56 KW n2 = 88.2 r/min T2 = 1360.2 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 326 mm 则:Ft = = = 8344.8 NFr = Ft = 8344.8 = 3117.1 NFa = Fttanb = 8344.8tan130 = 1925.5 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 58.5 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1.21360.2 = 1632.2 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 68 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 70mm125mm26.25mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 78 mm，所以：d45 = 78 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 72 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0778 = 5.46 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.45.46 = 0 mm，所以：d56 = 89 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 26.25+8+11+2.5+2 = 49.75 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+26.25+8+11+2.5-6=43.75 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30214轴承查手册得a = 27.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (74/2-2+49.75-27.5)mm = 57.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (/2+6+43.75-27.5)mm = 59.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 4244.1 NFNH2 = = = 4100.7 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 4281.7 NFNV2 = = = 1164.6 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 4244.157.2 Nmm = 242763 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 4281.757.2 Nmm = 244913 NmmMV2 = FNV2L3 = 1164.659.2 Nmm = 68944 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 344842 NmmM2 = = 252363 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 18.7 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm45mm，接触长度:l = 45-10 = 35 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2583538120/1000 = 319.2 NmTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 22mm14mm63mm，接触长度:l = 63-22 = 41 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25144178120/1000 = 1343.2 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 18mm11mm100mm，接触长度:l = 100-18 = 82 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25118263120/1000 = 1704.8 NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028350 = 56000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 13283.1+02028.1 = 3283.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 3283.1 = 28238 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30209轴承，Cr = 67.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.03106Lh所以轴承预期寿命足够。2 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 13117.1+01925.5 = 3117.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 3117.1 = 17191 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30214轴承，Cr = 132 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 4.94107Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm