单级V带斜齿F=2200_V=1.6_D=450_10X2

机械设计 论文 说明书机械设计 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 二零一二年五月一日 目目 录录 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 第一部分第一部分 课程设计任务书课程设计任务书 一 设计课题 一 设计课题 设计一用于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器 运输机连续单向运转 载 荷变化不大 空载起动 卷筒效率为 0 96 包括其支承轴承效率的损失 减速器 小批量生产 使用期限 10 年 300 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 二二 设计要求设计要求 1 减速器装配图一张 A1 或 A0 2 CAD 绘制轴 齿轮零件图各一张 A3 或 A2 3 设计说明书一份 三三 设计步骤设计步骤 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 第二部分第二部分 传动装置总体设计方案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 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴有较 大的刚度 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 a a 0 96 0 982 0 97 0 99 0 96 0 85 1为 V 带的效率 2为轴承的效率 3为齿轮啮合传动的效率 4为联轴器的效 率 5为滚筒的效率 包括滚筒和对应轴承的效率 第三部分第三部分 电动机的选择电动机的选择 1 1 电动机的选择电动机的选择 皮带速度 v v 1 6m s 工作机的功率 pw pw 3 52 KW F V 1000 2200 1 6 1000 电动机所需工作功率为 pd 4 14 KW p a 3 52 0 85 执行机构的曲柄转速为 n 67 9 r min 60 1000V D 60 1000 1 6 450 经查表按推荐的传动比合理范围 V 带传动的传动比 i1 2 4 一级圆柱斜 齿轮减速器传动比 i2 3 6 则总传动比合理范围为 ia 6 24 电动机转速的可选 范围为 nd ia n 6 24 67 9 407 4 1629 6r 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 Y132M2 6 的三相异步电动机 额定功率为 5 5KW 满载转速 nm 960r min 同步转速 1000r min 2 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比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 960 67 9 14 1 2 分配传动装置传动比 ia i0 i 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 3 5 则减速器传动比为 i ia i0 14 1 3 5 4 第四部分第四部分 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速 nI nm i0 960 3 5 274 3 r min nII nI i 274 3 4 68 6 r min nIII nII 68 6 r min 2 各轴输入功率 PI Pd 4 14 0 96 3 97 KW PII PI 3 97 0 98 0 97 3 77 KW PIII PII 3 77 0 98 0 99 3 66 KW 则各轴的输出功率 PI PI 0 98 3 89 KW PII PII 0 98 3 69 KW PIII PIII 0 98 3 59 KW 3 各轴输入转矩 TI Td i0 电动机轴的输出转矩 Td 41 2 Nm 9550 p n 9550 4 14 960 所以 TI Td i0 41 2 3 5 0 96 138 4 Nm TII TI i 138 4 4 0 98 0 97 526 3 Nm TIII TII 526 3 0 98 0 99 510 6 Nm 输出转矩为 TI TI 0 98 135 6 Nm TII TII 0 98 515 8 Nm TIII TIII 0 98 500 4 Nm 第五部分第五部分 V V 带的设计带的设计 1 选择普通 V 带型号 计算功率 Pc Pc KAPd 1 1 4 14 4 55 KW 根据手册查得知其交点在 A 型交界线范围内 故选用 A 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 100 mm 则 d2 n1 d1 1 n2 i0 d1 1 3 5 100 1 0 02 343 mm 由手册选取 d2 335 mm 带速验算 V nm d1 60 1000 960 100 60 1000 5 02 m s 介于 5 25m s 范围内 故合适 3 确定带长和中心距 a 0 7 d1 d2 a0 2 d1 d2 0 7 100 335 a0 2 100 335 304 5 a0 870 初定中心距 a0 587 25 mm 则带长为 L0 2a0 d1 d2 2 d2 d1 2 4 a0 2 587 25 100 335 2 335 100 2 4 587 25 1881 mm 由表 9 3 选用 Ld 1800 mm 确定实际中心距为 a a0 Ld L0 2 587 25 1800 1881 2 546 75 mm 4 验算小带轮上的包角 1800 d2 d1 57 30 a 1800 335 100 57 30 546 75 155 40 1200 5 确定带的根数 Z Pc P0 P0 KL K 故要取 Z 6 根 A 型 V 带 6 计算轴上的压力 由初拉力公式有 F0 500 Pc 2 5 K 1 Z V q V2 500 4 55 2 5 0 93 1 6 5 02 0 10 5 022 130 N 作用在轴上的压力 FQ 2 Z F0 sin 1 2 2 6 130 sin 155 4 2 1524 N 第六部分第六部分 齿轮的设计齿轮的设计 一 一 高速级齿轮传动的设计计算高速级齿轮传动的设计计算 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 故大小齿轮都选用软齿面渐开线 斜齿轮 1 材料 高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质 齿面硬度为小齿轮 274 286HBW 高速级大齿轮选用 45 钢调质 齿面硬度为大齿轮 225 255HBW 取小齿齿数 Z1 24 则 Z2 i Z1 4 24 96 取 Z2 96 2 初选螺旋角 150 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 d 3 2KT u 1 u ZZ 确定各参数的值 1 试选 Kt 2 5 2 T1 138 4 Nm 3 选取齿宽系数 d 1 4 由表 8 5 查得材料的弹性影响系数 ZE 189 8 MPa 5 由图 8 15 查得节点区域系数 ZH 2 42 6 由式 8 3 得 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 88 3 2 1 24 1 96 cos150 1 655 7 由式 8 4 得 0 318 dZ1tan 0 318 1 24 tan150 2 04 8 由式 8 19 得 Z 0 777 1 1 655 9 由式 8 21 得 Z 0 98 cos cos15 10 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 650 MPa 大齿轮的接触疲劳 强度极限 Hlim2 530 MPa 11 计算应力循环次数 小齿轮应力循环次数 N1 60nkth 60 274 3 1 10 300 2 8 7 9 108 大齿轮应力循环次数 N2 60nkth N1 u 7 9 108 1 97 108 12 由图 8 19 查得接触疲劳寿命系数 KHN1 0 89 KHN2 0 92 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 H 1 0 89 650 578 5 MPa K S H 2 0 92 530 487 6 MPa K S 许用接触应力 H H 1 H 2 2 578 5 487 6 2 533 05 MPa 3 设计计算 小齿轮的分度圆直径 d1t d 3 2KT u 1 u ZZ 72 9 mm 3 2 2 5 138 4 1000 1 1 655 1 2 42 189 8 533 05 4 修正计算结果 1 确定模数 mn 2 93 mm dcos Z 72 9 cos15 24 取为标准值 3 mm 2 中心距 a 186 3 mm Z Z m 2cos 24 96 3 2 cos15 3 螺旋角 arccos arccos 150 Z Z m 2a 24 96 3 2 186 3 4 计算齿轮参数 d1 75 mm Zm cos 24 3 cos15 d2 298 mm Zm cos 96 3 cos15 b d d1 75 mm b 圆整为整数为 b 75 mm 5 计算圆周速度 v v 1 08 m s dn 60 1000 3 14 75 274 3 60 1000 由表 8 8 选取齿轮精度等级为 9 级 6 同前 ZE 189 8 由图 8 15 查得节点区域系数为 ZH 2 42 MPa 7 由式 8 3 得 1 88 3 2 1 Z1 1 Z2 cos 1 88 3 2 1 24 1 96 cos150 1 655 8 由式 8 4 得 0 318 dZ1tan 0 318 1 24 tan150 2 04 9 10 同前 取 Z 0 777 1 1 655 11 由式 8 21 得 Z 0 98 cos cos15 12 由表 8 2 查得系数 KA 1 由图 8 6 查得系数 KV 1 1 13 Ft 3690 7 N 2T d 2 138 4 1000 75 49 2 73 5 所以齿面接触疲劳强度足够 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 cos3 24 cos3150 26 6 ZV2 Z2 cos3 96 cos3150 106 5 2 V 1 88 3 2 1 ZV1 1 ZV2 cos 1 88 3 2 1 26 6 1 106 5 cos150 1 671 3 由式 8 25 得重合度系数 Y 0 25 0 75cos2 b V 0 67 4 由图 8 26 和 2 04 查得螺旋角系数 Y 0 87 5 3 33 Y 3 695 1 655 0 67 前已求得 KH 1 76 3 33 故取 KF 1 76 6 11 11 b h b 2h s am c s m 75 2 1 0 25 3 且前已求得 KH 1 38 由图 8 12 查得 KF 1 35 7 K KAKVKF KF 1 1 1 1 76 1 35 2 61 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 58 YFa2 2 17 应力校正系数 YSa1 1 62 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 Flim1 500 MPa Flim2 380 MPa 10 同例 8 2 小齿轮应力循环次数 N1 7 9 108 大齿轮应力循环次数 N2 1 97 108 11 由图 8 20 查得弯曲疲劳寿命系数为 KFN1 0 85 KFN2 0 88 12 计算弯曲疲劳许用应力 取 S 1 3 由式 8 15 得 F 1 326 9 K S 0 85 500 1 3 F 2 257 2 K S 0 88 380 1 3 0 01279 YY 2 58 1 62 326 9 0 01544 YY 2 17 1 83 257 2 大齿轮数值大选用 2 按式 8 23 校核齿根弯曲疲劳强度 mn 3 2KTYcos Z YY 2 11 mm 3 2 2 61 138 4 1000 0 87 cos15 0 01544 1 24 1 655 2 11 3 所以强度足够 3 各齿轮参数如下 大小齿轮分度圆直径 d1 75 mm d2 298 mm b d d1 75 mm b 圆整为整数为 b 75 mm 圆整的大小齿轮宽度为 b1 80 mm b2 75 mm 中心距 a 186 5 mm 模数 m 3 mm 第七部分第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计传动轴承和传动轴及联轴器的设计 轴的设计轴的设计 1 输入轴上的功率 P1 转速 n1和转矩 T1 P1 3 97 KW n1 274 3 r min T1 138 4 Nm 2 求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为 d1 75 mm 则 Ft 3690 7 N 2T d 2 138 4 1000 75 Fr Ft 3690 7 1390 6 N tan cos tan20 cos15 Fa Fttan 3690 7 tan150 988 4 N 3 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 27 3 mm 3 P n 3 3 97 274 3 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 28 mm 带轮的宽度 B Z 1 e 2 f 6 1 18 2 8 106 mm 为保证大带轮定位可靠取 l12 104 mm 大带轮右端用轴肩定位 故取 II III 段轴直径为 d23 31 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 35 mm 因轴既受径载荷又受轴向载 荷作用 查轴承样本选用 30207 型单列圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 35 72 18 25 mm 轴承右端采用挡油环定位 由轴承样本查得 30207 型轴 承的定位轴肩高度 h 3 5 mm 故取 d45 d67 42 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 d1 2d56 所以小齿轮应 该和输入轴制成一体 所以 l56 80 mm 则 l34 T s a l45 18 25 8 11 5 32 25 mm l78 T s a l67 18 25 8 11 2 5 34 25 mm IIII 轴的设计轴的设计 1 求输出轴上的功率 P2 转速 n2和转矩 T2 P2 3 77 KW n2 68 6 r min T2 526 3 Nm 2 求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为 d2 298 mm 则 Ft 3532 2 N 2T d 2 526 3 1000 298 Fr Ft 3532 2 1330 9 N tan cos tan20 cos15 Fa Fttan 3532 2 tan150 945 9 N 3 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 42 6 mm 3 P n 3 3 77 68 6 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 2 526 3 631 6 Nm 由于键槽将轴径增大 4 选取联轴器型号为 LT8 型 其尺寸为 内孔直 径 45 mm 轴孔长度 84 mm 则 d12 45 mm 为保证联轴器定位可靠取 l12 82 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 55 mm 左端用轴肩定位 故取 II III 段轴直径为 d23 48 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 50 mm 因轴既受径载荷又受轴向载 荷作用 查轴承样本选用 30210 型单列圆锥滚子轴承 其尺寸为 d D T 50mm 90mm 21 75mm 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 58 mm 所以 d45 58 mm 为使齿轮定位可靠取 l45 73 mm 齿轮右端采用轴 肩定位 轴肩高度 h 0 07d 0 07 58 4 06 mm 轴肩宽度 b 1 4h 1 4 4 06 0 mm 所以 d56 67 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 21 75 8 11 2 5 2 45 25 mm l67 2 T s a 2 5 l56 2 21 75 8 11 2 5 6 39 25 mm 第八部分第八部分 键联接的选择及校核计算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 b h l 8mm 7mm 100mm 接触长度 l 100 8 92 mm 则键联接所能传递的转矩为 T 0 25hl d F 0 25 7 92 28 120 1000 541 Nm T T1 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 b h l 16mm 10mm 70mm 接触长度 l 70 16 54 mm 则键联接所能传递的转矩为 T 0 25hl d F 0 25 10 54 58 120 1000 939 6 Nm T T2 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 b h l 14mm 9mm 70mm 接触长度 l 70 14 56 mm 则键联接所能传递的转矩为 T 0 25hl d F 0 25 9 56 45 120 1000 680 4 Nm T T2 故键满足强度要求 第九部分第九部分 轴承的选择及校核计算轴承的选择及校核计算 根据条件 轴承预计寿命 Lh 10 2 8 300 48000 h 1 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 1 1390 6 0 988 4 1390 6 N 2 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为 C P 1390 6 10312 N 60n 10 L 10 3 60 274 3 10 48000 3 选择轴承型号 查课本表 11 5 选择 30207 轴承 Cr 54 2 KN 由课本式 11 3 有 Lh 10 60n C P 1 2 107 Lh 10 60 274 3 54 2 1000 1390 6 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 1 1330 9 0 945 9 1330 9 N 2 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为 C P 1330 9 6510 N 60n 10 L 10 3 60 68 6 10 48000 3 选择轴承型号 查课本表 11 5 选择 30210 轴承 Cr 73 2 KN 由课本式 11 3 有 Lh 10 60n C P 1 52 108 Lh 10 60 68 6 73 2 1000 1330 9 所以轴承预期寿命足够 第十部分第十部分 减速器及其附件的设计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 箱体壁厚 0 025a 3 8 取 10 mm 箱盖壁厚 0 02a 3 8 取 10 mm 箱体加强筋厚 0 85 0 85 10 8 5 取 10 mm 箱盖加强筋厚 0 85 0 85 10 8 5 取 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b 1 5 1 5 10 15mm 取 b 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b1 1 5 1 5 10 15mm 取