单级圆柱斜齿轮减速器.doc

机械设计课程设计1 确定传动方案及计算运动参数1.1 方案设计1.1.1 拟定方案初步拟定出下面方案，如下图：图1.11.1.3 确定工作的环境（1） 连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差5。（2） 原始数据：运输带工作拉力F=1200N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=270mm；1.2电动机的选择1.2.1 选择电动机类型 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。1.2.2 选择电动机容量（1）、传动滚筒所需有效功率 （1-1）F运输带工作拉力V运输带工作速度（2）、传动装置总效率 （1-2） （3）、所需电动机功率 （1-3）1.2.3 确定电动机转速（1）传动滚筒转速 （1-4）V运输带工作速度D卷筒直径（2）由表9-39符合条件的电动机如下表；表1.1方案号电动机型号额定功率/(kw)同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)1Y132M-83.07507102Y132S-63.010009603Y100L2-43.015001420由此比较，应选Y100L2-4，传动比小结构紧凑且价格合理。由表940【1】选取电动机的外形及安装尺寸D28，中心高度H100，轴伸长E60。1.3 传动比的分配及转动校核1.3.1 计算总传动选定满载转速总传动比= （1-5）同时=i带i齿，可以得到各级轴的传动比。1.3.2分配传动装置各级传动比由于带传动的传动比一般在2-4之间，所以选取i带=3,则减速器的传动比i减=。1.4 确定各轴的功率、转速、转矩1.4.1 各轴转速高速轴：低速轴 ：卷筒轴 ：1.4.2 各轴输入功率高速轴：低速轴：=卷筒轴 ：1.4.3 各轴输入转矩由转矩的计算公式： （1-6）电动机输出转矩：高速轴：低速轴：卷筒轴：表1.2运动和动力参数计算结果轴号功率 KW转速（r/min）转矩Nm电动机轴2.4142016.14高速轴2.26473.3345.60低速轴211120.44167.31卷筒轴2047120.44162.31检验：设高速级齿轮的齿数为,则根据传动比，可以求出轮齿，实际传动比，卷筒的实际转速，检练转速误差：合乎要求。2 传动零件的设计计算2.1 普通V带的传动设计基本参数： 额定功率：p=3kw 转速：=1420r/min 传动比： 一天运转时间约为16h.2.1.1 确定计算功率查表17-4【2】，得=1.2按式Pca=P=1.13=3.3(KW) （2-1）式中：Pca计算功率，单位为KW P传递的额定功率，单位为KW KA工作情况系数由于载荷变动小，并且是两班制，所以KA=1.12.1.2 选取普通V带带型根据Pca和n,由图17-11【2】选取A型带2.1.3确定带轮基准直径由图17-11【2】并由表17-6【2】取mm=390mm=270mm （2-2）小带轮基准直径大带轮基准直径根据17-6【2】取=280mm。验算带的速度：（2-3）所以带的速度合适。2.1.4 确定普通V带的基准长度和传动中心距根据式17-18【2】， （2-4）初步确定中心距mm，根据式17-20【2】初步计算带的基准长度带入 （2-5）可得=1598.95mm，由表17-9【2】，选带的基准长度=1600mm，按式17-21【2】计算实际中心距 （2-6）2.1.5 验证主动轮的包角 根据式17-22【2】验算小轮包角120 （2-7）主动轮上的包角合适2.1.6 计算普通V带的根数按式17-23【2】， （2-8）单根普通V带的基本额定功率，由表17-3【2】，查得1.07KW当时额定功率的增量，由表17-7【2】，查得0.17KW包角修正系数，由表17-8【2】，查带长修正系数，由表17-9【2】，查得0.99得，取z=3根。2.1.7 计算预紧力按式17-24【2】， （2-9）_普通V带的线质量，由表17-1【2】查得0.11kg/m故=138.92N2.1.8 计算作用在轴上的压轴力按式=818.52N （2-10）2.1.9 带轮结构设计小带轮的结构图：由于 所以带轮的结构做成实心的，如图所例： 图2.1 大带轮的结构： 由于所以带轮的结构做成腹板式的，如图所例：图2.2 2.2齿轮传动设计计算基本参数：输入功率： 小齿轮转速：传动比： 工作转矩：2.2.1 选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数（1）根据传动方案，选用圆柱斜齿轮传动。（2）运输机是一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 （3）材料选择：选择小齿轮材料为：40Cr（调质），硬度为：260HBS。选择大齿轮材料为：45钢（调质），硬度为：230HBS。二者材料的硬度差为：30HBS。（4）小齿轮齿数：，所以，大齿轮齿数：，圆整取78则=78/20=3.9（5）选择齿宽系数及精度等级 取齿宽系数=1.2，初估小齿轮直径=50mm,则齿宽b=1.250=60mm （2-11）取最大齿宽=b=60mm(7)初选择螺旋角，初选螺旋角。（6）计算圆周速度v： （2-12）选8级精度等级（GB10095-88）。(7)初选择螺旋角，初选螺旋角。端面重合度 （2-13）纵向重合度=1.64 （2-14）总重合度=1.68+1.64=3.32 （2-15）端面压力角= （2-16）基圆螺旋角= （2-17）则=1.75 （2-18）2.2.2按齿面接触强度设计由设计公式进行计算，即 （2-19）确定公式内的各计算参数：（1）计算载荷系数：使用系数：由表18-7【2】，取=1动载荷系数：根据，8级精度，由图18-14【2】，查得动载荷系数查得1.12齿向载荷分布系数：由图18-16【2】，取=1.35 齿向载荷分配系数、由齿轮切向力 及条件 由表18-8【2】，取齿间载荷分配系数=1.75 =2.9 （2-20）（2）计算小齿轮传递的转矩：（3）取齿宽系数:=1.2（4）查得材料的弹性系数（5）按齿面硬度查得:小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（6）计算应力循环次数: （2-21）齿轮转速齿轮每转一周同一齿面的啮合次数齿轮设计寿命（7）查得接触疲劳寿命系数： 0 （8）计算接触疲劳许用应力:取失效概率为1，安全系数S=1，得 （2-22） 许用应力: （9）选取区域系数：（10）选取端面重合度： （2-23） 所以 2.2.3 计算，确定主要参数（1）计算小齿轮所需分度圆直径，由计算公式得：=47.3mm （2-24）（2）初算中心距 （2-25）圆整取中心距（3）螺旋角 满足几何条件的螺旋角 （2-26）与初取值相差不大，则齿数可以不变。 （4） 计算模数=2.31 （2-27）取标准模数 （5）计算分度圆直径、 =51.020 （2-28）=198.98（6）齿轮宽度，取大齿轮宽度 =b=60mm小齿轮宽度 =66mm （8）按齿根弯曲强度验算: （2-29）2.2.4 按齿根弯曲强度验算（1）计算动载系数： （2-30） （2）计算当量齿数： （2-31） （3）查取齿形系数：由图18-23【2】，取 （4）查取应力校正系数： （5）计算重合度系数：=0.68查取螺旋角影响系数：（6）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）查得弯曲疲劳寿命系数:由图18-25【2】 （8）尺寸系数： 模数在5mm之下，取=1（9）安全因素： 参照表18-11【2】，取 =1.5（10）计算弯曲疲劳许用应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由下式得 （2-32） （9）计算大、小齿轮的齿根弯曲应力并和许用弯曲应力比较: =127.40MP 340.27MP =118.86MP 264MP所以抗弯疲劳强度足够2.2.5 齿轮的结构设计由于，所以将轴和齿轮做在一起齿轮轴，由于，所以将齿轮做成腹板式。表2.1高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式结果/mm法面模数mn2.5面压力角n20o螺旋角分度圆直径d151.020d2198.980齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn=51.020+21255.020da2=d2+2ha*mn=198.980+22202.980齿根圆直径df1=d12hf*mn=51.02021.25256.020df2=d22hf*mn=198.980221.25203.980中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）125齿宽b2=b60b1=b2+(510)mm663 轴的设计3.1 输出轴设计3.1.1 选择轴的材料选择材料为45钢调质。由表151【3】查得：硬度217255HBS 0b=95MPa-1b=55MPa抗拉强度极限：=640MPa屈服强度极限：s=355MPa弯曲疲劳极限：b-1=275MPa剪切疲劳极限：-1=155MPa许用弯曲应力：b-1=60Mpa3.1.2 轴的初步估算先按式15-2【2】初步算轴的的最小直径。根据表15-3【2】，取C=110，于是得 =28.57mm （3-1）因为轴上有键槽，所以=28.57（1+5%）=30.0mmC计算常量轴传递的功率轴的转速输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的最小直径，为了使联轴器的直径与孔径想相适应，故须需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩1.3167.31=217503N mm，按照Tca应小于联轴器公称转距的条件，查标准9-22，选用YL8型凸缘联轴器，该型的公称转距为250000N.mm 满足需要,取孔径=35mm，与轴配合=60mm。图3.13.1.3 轴的结构设计（1）初选滚动轴承，表9-18【1】代号为圆锥滚子轴承30209.，轴颈直径d3-4=d7-8=d=45mm，轴承宽度B=19mm。由于半联轴器的右端是一轴肩，取=40mm。根据轴承盖的宽度约为30mm，取=55mm.，轴承采用油润滑，所以取=21mm。查表知30209型轴承的定位轴肩高度h=7mm，故取d6-7=52mm。（2）4-5段轴用来配合安装齿轮，取=58mm，齿轮的左边用套筒定取齿轮到箱体内壁的距离为18mm。已知齿轮轮毂的宽度为60mm，为拉使套筒端面能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮轮毂的宽度，所以取=58mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=4mm，则轴环处的直径d5-6=58mm，轴环宽度b,取L5-6=10mm.，齿轮距离箱体内壁取为18mm，所以=18+5+19+4=46mm 。输出轴尺寸各端全部确定。（3）轴上零件的周向定位齿轮，联轴器，带都采用平键联结，且轴端采用A键，轴中采用A键。输出端由轴直径大小，公称直径=35mm， 查表9-14【2】选取键公称尺寸mm，公称长度L=45mm.，由齿轮段公称直径d=50mm，查表9-14【2】选取键的公称尺寸mm，公称长度L=36mm。带传动端由轴直径大小，公称直径=24mm， 查表9-14【2】选取键公称尺寸mm，公称长度L=40mm。为了保证齿轮与轴的配合有良好的对中性选择齿轮毂与轴的配合为H7/r6, 联轴器与轴的配合为H7/n6，滚动轴承与轴的周向定位借过度配合k6来保证。（4）取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径R=1.6。3.1.4按许用弯曲应力校核轴（1）绘轴的受力图图3.2（2）计算轴上的作用力： （3-2） （3-3） （3-4）齿轮所受的转距齿轮的分度圆直径法向压力角螺旋角（3）计算支反力 由轴设计可知两轴承的距离为L=126，且查表得a=19，则两轴承的实际距离为2x=113.水平面支反力： （3-5）垂直面支反力：对B点求矩:同理对A点求矩：（4）计算弯矩C处弯矩：总弯矩: （3-6）扭矩表3.1输出轴的受力支反力F弯矩M总弯矩扭矩T（5）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由表中的数值，取a=0.6，轴的计算应力： （3-7）由于轴的材料是45钢（调质处理），所以，因此，故安全。3.2 输入轴设计3.2.1 选择轴的材料由于齿轮的直径较小，设计该轴为齿轮轴。选取轴的材料为40Cr，调质处理。3.2.2 轴的初步估算先按15-2【2】初步算轴的的最小直径。根据表15-3【2】，取C=105，于是得mm，由于轴上有键槽，所以=17.68（1+5%）=18.56mm,此段轴与皮带轮联结，根据轮孔直接圆整，取=24mm，即=24mm，根据连接的皮带轮的结构，取=55mm。图3.33.2.3 轴的结构设计（1）轴承为3-4段轴，表9-18【1】选取30206型圆锥滚子轴承，=30mm=d3-4=，宽度B=16mm。轴肩高度h0.07d，取h=2.5mm，则轴环处的直径d4-5=d6-7=35mm，轴环宽度b,取L4-5=L6-7=20mm，5-6段为齿轮，所以=B=66mm。2-3段安装轴承盖，盖约30mm(轴承盖设计附后)取=28mm，=50mm，由于轴承宽度相差2mm，轴承距内壁的距离一样取为5mm,由此确定，L7-8=18mm。到此该轴基本尺寸全部确定。（2）轴上零件的周向定位由轴直径大小，公称直径=24mm，表9-14【2】选取键公称尺寸mm，公称长度L=40mm。滚动轴承与轴的周向定位借过度配合k6来保证。（3）取轴端倒角为245，各轴肩处的圆角半径R=1.6。3.2.4按许用弯曲应力校核轴（1）绘轴的受力图图3.4（2）计算轴上的作用力：（3）计算支反力 由轴设计可知两轴承的距离为L=126，且查表得a=14，则两轴承的实际距离为2x=115。水平面支反力：垂直面支反力：对B点求矩:同理对A点求矩：（4）计算弯矩C处弯矩：总弯矩:,扭矩T=45600N.mm表3.2输入轴的受力 支反力FFNH1=893.765NFNH2=893.765NFNV1=581.42NFNV2=746.35N弯矩M=50050.84N总弯矩M= 65299.31N扭矩TT=45600N.mm（5）按弯扭合成应力校核轴的强度：进行校核时，只校核轴上受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由表中的数值，取a=0.6，轴的计算应力：由于轴的材料是40Cr（调质处理），所以，因此，故安全。4 滚动轴承的校核计算4.1 低速轴轴承选择计算及校核根据轴的设计已经得到轴承的型号及参数：轴承产品目录中初步选取代号为30209的圆锥滚子轴承（GB/T276-1994），其尺寸为:因减速器的使用斯为8年，每年工作300天，两班制。所以轴承的理论受命为：4.1.1轴承所受径向载荷(1)轴垂直面支反力： (2)轴水平面支反力：(3)轴承所受的径向载荷即合成后的最大支反力 （4-1）4.1.2 计算当量动载荷由式13-8， （4-2）冲击载荷系数径向动载荷系数轴向动载荷系数由表13-6【1】取冲击载荷因数。低速轴使用轴承代号为30209，查得，Cr64.2KN；Cor47.8KN，。由表13-7，对圆锥滚子轴承 （4-3）则因为故故由手册中查所以4.1.3寿命计算因为，所以只需校核即可。 （4-4）故满足寿命要求。考虑到减速器整体尺寸，不于改变轴承型号。4.2 高速轴轴承选择计算及校核根据轴的设计已经得到轴承的型号及参数：轴承产品目录中初步选取代号为30206的圆锥滚子轴承（GB/T276-1994），其尺寸为:因减速器的使用斯为8年，每年工作300天，两班制。所以轴承的理论受命为：4.2.1轴承所受径向载荷(1)轴垂直面支反力：FNV1=581.42NFNV2=746.35N(2)轴水平面支反力：FNH1=893.765NFNH2=893.765N (3)轴承所受的径向载荷即合成后的最大支反力4.2.2计算当量动载荷由式13-8【1】，。由表13-6【1】取冲击载荷因数。低速轴使用轴承代号为30206，查得，Cr41.2KN；Cor29.5KN，。由表13-7【2】，对圆锥滚子轴承则因为故故由手册中查所以4.2.3寿命计算因为，所以只需校核即可。故满足寿命要求。考虑到减速器整体尺寸，不于改变轴承型号。5 键联接的选用和计算5.1 高速带传动端的键 5.1.1 键的选择高速轴轴器端端尺寸：2455；由表9-14【2】得键为A840 GB/T 1096-1979 即圆头普通平键（A型），键的参数为：b=8mm;h=7mm;l=40mm。键的接触长度 （5-1）5.1.2 强度验算： （5-2）轴的直径键的工作长度键与轮毂的接触高度许用压力，。5.2 输出轴中间的键 5.2.1 键的选择 齿轮处轴的尺寸为：5036；由表9-14【2】得键为：1436 GB/T1096-1979 即圆头普通平键（A型45钢），键的参数为：b=14mm;h=9mm;l=36mm；键的接触长度。5.2.2强度验算5.3 输出端连轴器端的键 5.3.1 键的选择输出轴轴器端端尺寸：3560；由表9-14【2】得键为C1045 GB/T1096-1979 圆头普通平键（A型），键的参数为：b=10mm;h=8mm;l=45mm；键的接触长度。5.3.2 强度验算6 联轴器的选择6.1 选择类型考虑到主轴之间的偏差，以及传递功率的大小，我们选择为了缓和冲击和减轻振动，选用凸缘连轴器。6.2 计算转矩输出端：T=167.31N.m 查得工作系数为k=1.3，所以计算转矩 （6-1）6.3 确定型号由标准中选取凸缘连轴器YL8 连轴器J3560 GB/T 5843-1986，它的公称转矩为250N.m，许用转速为7000r/min允许的轴孔直径为35，故所选连轴器合适。7 箱体及其附件的设计选择箱体采用灰铸铁（HT200）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速箱箱体尺寸按图4-21【1】及表4-17【1】,结果如下表：表7.1箱体及其零部件结构尺寸名称符号减速器形式及尺寸关系mm单级圆柱斜齿轮减速器箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度b箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径18地脚螺钉数目nn=4轴承旁联接螺栓直径12盖与座联接螺栓直径10轴承端盖螺钉直径8检查孔盖螺钉直径8定位销直径6齿轮顶圆与内箱壁距离12齿轮端面与内箱壁距离15箱盖箱座肋厚=7=7轴承端盖外径高速轴端盖102低速轴端盖1258 润滑油及润滑方式的选择8.1 齿轮润滑剂的选择8.1.1润滑方式的确定因为齿轮的圆周速度v=m/s12m/s，所以将大齿轮的轮齿浸入油池中，采用浸油方式。这样齿轮在转动时就可把润滑油带到啮合的齿面上，同时将油甩到箱壁上，借以散热。8.1.2润滑剂的选择查表4-1【2】知：运动粘度150cst，查表10-11【2】，可选1500型润滑油（SY1172-88）。8.2 滚动轴承润滑剂选择8