本科课程设计V带单级斜齿圆柱齿轮减速器

1、本科课程设计_v带单级斜齿圆柱齿轮减速器目录一、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，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35。（3） 原始数据：运输带工作拉力 f=2100n；带速v=1.6m/s（允许运输带速

2、度误差为5%）；滚筒直径d=400mm。一：传动方案拟定（已给定）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p= fv/1000=21001.6/1000=3.36 kw（2）传动装置的总功率： 带传动的效率带=0.95 齿轮传动效率齿轮=0.97

3、 联轴器效率联轴器=0.99 滚筒效率滚筒=0.96 轴承效率轴承=0.99总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.950.9920.970.990.96=0.87（3）电机所需的工作功率：pd= p/总=3.36/0.87 =3.86kw根据po选取电动机的额定功率ped，使pm=(11.3)po=3.865.018kw查手册得ped =4kw选电动机的型号：y 132m1-6则 n满=960r/min 三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=601000v/(d) =6010001.6/3.14400 =76.43r/mini总=n满/n=960/76.43=12.56查表取i带=

4、3 则 i齿=12.56/3=4.19四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n满 =960(r/min)ni=n0/i带=960/3=320（r/min）nii=ni/i齿=320/4.19=76.37(r/min)niii=nii=76.37 (r/min)2、 计算各轴的功率（kw）p0=pd=4kwpi=p0带=40.95=3.8kwpii=pi轴承齿轮=3.80.990.97=3.65kwpiii=pii联轴承=3.650.990.98=3.54kw3、 计算各轴扭矩（nmm）t0=9550p0/n0=95504/960=39.79nmti=9550pi/ni=95503.8

5、/320=113.41 nmtii=9550pii/nii=95503.65/76.37=456.43 nmtiii =9550piii/niii=95503.54/76.37=442.67 nm 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8-7查得：ka=1.1pca=kap=1.14=4.4kw由图8-11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dd1=112mm 从动轮基准直径dd2= idd1=3112=336mm 取dd2=335mm带速v：v=dd1n1/601000=112960/6010

6、00 =5.63m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(112+355)a02(112+355)所以有：326.9a0934初步确定a0 =600mm由 l0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得：l0=2600+(112+355)/2+(355-112)2/4600= 1957.79mm由表8-2确定基准长度ld=2000mm计算实际中心距aa0+( ld-l0) /2=600+（2000-1957.79）/2=621.105mm 取a=620mm(4) 验算小带轮包角1=1800-(

7、 dd2-dd1) /a57.30 =1800-（355-112）/621.10557.30 =157.501200（适用）（5）确定带的根数由n0=960r/min dd1=112mm i=3查表8-4a和表8-4b得p0=1.20kw p0=0.12kw查表8-5得k=0.93 查表8-2得kl=1.03 由z=pca/p=kap/(p1+p1)kkl得： =4.4(1.20+0.12) 0.931.03 =3.5 取z=4(6) 计算张紧力f0由表8-3查得q=0.1kg/m，则：f0=500pca （2.5- k a）/ k a zv+qv2=5004.4/（2.5-0.93）/0.9

8、345.63+0.15.632n=168.09n则作用在轴承的压轴力fq：fq=2zf0sin1/2=24168.09sin157.580/2=1324.96n2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表6-2初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197286hbw。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156217hbw；根据小齿轮齿面硬度236hbw和大齿轮齿面硬度190hbw,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：限 hlim1 =580mpa hlim2=530 mpa按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：ef1 =244mpa ef2=204 mpa按

9、图10-20c查得接触寿命系数khn1=1.02 khn2=1.1按图10-20c查得弯曲寿命系数yn1=0.9 yn2=0.95 其中n1=60rn1tn=601(960/3)530016=4.610 8n2= n1/4.19=1.09810 8 根据要求取安全系数s=1h1=(khn1hlim1) /s=(1.02580) =591 mpah2 =( khn2 hlim2)/s=(1. 1 530)=583 mpa (2) 按齿面接触疲劳强度设计由d12.23(kt1/d)(u+1/u)(ze /h) 2 1/3确定有关参数如下可用齿数比：u= 320/76.。37根据齿轮为软齿面和齿轮在

10、两轴承间为对称布置由表10-7取d=1.11) 转矩t1t1=95.510 5p/ n 1=95.510 53.8/320 =113406nm2) 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，齿轮在两轴承间对称布置。试选k=1.23）由表10-6得材料的弹性影响系数ze=189.9 d12.32(kt1/d)(u+1/u)(ze /h) 2 1/3=2.32(1.2113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9591.6 ) 2 1/3=58.18mm(3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.19） 58

11、.18/2 =150.98mm取a=150mm由经验公式m=（0.0070.02）a=1.23.取标准m=2.5取=15z1 =d1cos/m=（58.18cos15）/2.5=22.18取z1=25则z2=u z1=4.1925=104.8取z2=105反算中心距 a=m/2(z1+ z2) cos=2.5/2(25+105) cos15=165a=165 符合要求实际传动比u0= z2/z1=105/25=4.2 传动比误差(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19100%=0.2%5%(允许)螺旋角=arccos m（z1z2/2a =arccos 2.5（2105）/（2165）

12、=12.753 在815内，合适确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mz1 /cos=2.525 / cos12.753 =63.7mmd2= m z2 / cos=2.5105/cos12.753=267.9mm齿顶高 ha=h*am=12.5=2.5mm齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2.5=3.125mm齿全高 h= ha+ hf=5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha =63.7+22.5=68.7mm da2=d2+2ha =267.9+22.5=272.9mm齿根圆直径df1=d1-2hf =63.73.125=57.45mm df2=d2-2hf =261

13、.65mm齿宽：b=dd1=1.163.7mm=70.07mm取b1=70mm b2= b1-(510)mm=65mm(4)计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/601000=3.1463.7320/601000=1.067m/s(5)精确计算载荷kt1=kakf akfkvt1k=kak fakfkv查表10-2，ka=1; 查图 10-8 kv=1.05查表10-13 kf a=1.3 查表10-4 d=1.1，得kf=1.32k=kak fakfkv=11.051.31.32=1.80kt1=kakf akfkvt1=1.80113.41=204.34nmkfti=2kt1/d1=2204.

14、34103/63.7=6.42kn(6)验算轮齿接触疲劳承载能力h=zhzekft/bd1(u+1/u) 1/2 =2.4189.92.69103/6756(4.764+1/4.764) h 1/2 =400.3mpah=537.8mpa (7)验算轮齿弯曲疲劳承载能力查图6-20 y=0.9zv1=z1/ cos3=22/ cos3 11.1863=23.31zv2=z2/ cos3=104/ cos3 11.1863=110.17根据课本表7-10得，:yf1= 4.28 yf2=3.93f1=kft yf1 y/ bm=2.691034.280.9/672.5=61.86mpaf11f2

15、= kft yf2 y/ bm =2.691033.390.9/672.5=56.8f2齿根弯曲强度足够六、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一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217255hbw 1=60mpa2、 估算轴的基本直径根据表15-3，取c=105主动轴：dc(pi/ni) 1/3=105(3.8/320) 1/3=23.96 考虑有键槽,将直径增5%.则d1=23.96(1+5%)mm=25.15mm 取d1 =26mm从动轴：dc(pii/nii) 1/3=105(3.65/76.37) 1

16、/3=38.10考虑有键槽,将直径增大5% 则 d2=38.10(1+5%)mm=40.10mm 取d2=42mm3、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7207c角接触球轴承，其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取d1=35m l1=26mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为l=65mm, 所以d2= d3 =40mml3= l4=16mm安装轴承和挡油盘所以取d4=35ml4=26mm d5=30mm l5=55mm由前面计算得d6=26mm取l6=31mm (3)

17、按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核圆周力ft=2t1/d1=2113406/63.7=3560.63n径向力fr= fttan/cos=3560.63tan20/cos12.753 =1180.53n轴向力fa=fttan=3560.63tan12.7530=721.93n2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)水平面rah=(fq82+fad1/2-fr67.5)/(67.5+67.5)=(1324.9682+721.9363.7/2-1180.5367.5)/135=555.17nrbh=fq+fr+fan=1324.96+1180.53+288.61+=2505.49n垂直面rav=r

18、bv=fr/2=1180.53/2=590.27n(1) 绘制水平面弯矩图（如图1(3)）和垂直面弯矩图（如图1(5)）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为mchl=rah67.5=3.7473104nmm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为mchr= rah67.5-fad1/2=555.1767.5-721.9331.85= 1.448104nmm右轴颈中间断面处水平弯矩为mbh=fq82=1324.9682=1.0864105nmm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为mcv=rav67.5=800.5467.5=3.9845104nmm(2) 按下式合成弯矩图（如图1（6）m=( mh 2+ mv 2) 1/2

19、小齿轮中间断面左侧弯矩为mcl= ( mchl 2 + mcv 2) 1/2=(3.7473104) 2 + (3.9845104)21/2=5.4698104 nmm小齿轮中间断面右侧弯矩为mcr= ( mchr 2 + mcv 2) 1/2=(1.448104) 2 + (3.985104)21/2=4.239104 nmm(3)画出轴的转矩t图 1（7） t=113406nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1（8）me= ( mh2+(t 2) 1/2这里 ，取=0.6，t=0.6113406=6.8043104 nmm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

20、的最大当量弯矩分别为mc=(mcr2+(t 2) 1/2=(6.8043104) 2 + (4.2394104)21/2=8.107104 nmmmb=(mbh2+(t 2) 1/2=(1.086467105) 2 + (6.80436104)21/2=7.656104 nmm(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=1.28195105/0.1353 =29.90-1c截面处的强度条件：=mc/w=mc/0.1d3=1.281953105/0.157.453=6.76-1结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全ftfafrcrbvr

21、bhbfqt1(1)rahfrfarbhfq1(2)3.74731041.4481041.086461041(3)3.98451041(5)ravftrbv1(4) 5.46981043.98451041.086461051(6)1134066.8043104tat1(7)5.46981048.01701041.281951056.80431041(8) 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#调质钢，硬度217255hbs， -1=60mpa2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，

22、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。（2）确定轴的各段直径和长度初选用7210c型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。d1=50mm由于要安装挡油盘所以取 l1=39mm。d2= 66mm l2=8mm安装齿轮的所以d3=58mm，l3=64mm安装轴承和挡油盘所以取d4=48mml4=50mmd5=44mm l5=54mm由前面计算得d6=42mm。取l6=50mm(3)从动轴的强度校核圆周力ft：ft=2t2/ d2=2456429/267.9=3407.5n径向力fr：fr= fttan/cos=3407.5tan200/

23、cos12.753 =1271.6n 轴向力fa： fa=fttan=3407.5tan12.7530=691.9n (4)计算轴承支反力水平面：rah=(fad2/2-fr67.5)/(67.5+67.5)=( 721.9267.9/2-1271.667.5)/135=807.5nrbh=fr+fan=1271.6+807.5=2079.1n垂直面av=rbv=fr/2=1271.6/2=635.8n(3)画出水平弯矩mh图2（3）垂直弯矩图（）大齿轮中间断面左侧水平弯矩54506大齿轮中间断面右侧水平弯矩为.07.5691.9267.9/2大齿轮中间断面处的垂直弯矩为4.292 (4)计算

24、合成弯矩m=（m2+m22）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为mcl= ( mchl 2 + mcv 2) 1/2=4.380104 nmm大齿轮中间断面右侧弯矩为mcr= ( mchr 2 + mcv 2) 1/2=5.744104 nmm (5)画出轴的轴转矩图（）4.5642910nmm(6)按下式求当量弯矩并画当量弯矩图（）me= ( mh2+(t 2) 1/2这里 ，取=0.6，t=2.7385710nmm由图（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为mc=(mcr2+(t 2) 1/2=(57440) 2 + (2.7385710)21/2=2.7981610 nmm（）

25、校核轴的强度去截面作为危险截面截面处的强度条件：=mc/w=mc/0.1d3=2.7982610/0.1583=14.34-1结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全ravrahftfafrrbvtacb2(1)ravfrfar2(2)5450681742(3)ravftrbv2(4)4.2922(5)4.3801045.7441042(6)4.564291052.73857105tat2(7)4.3801042.798161052.738571052(8)七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得163005=24000小

26、时1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=35mm 大齿轮轴的轴承内径d2=50mm由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册:小齿轮轴上的轴承选择型号为7207ac大齿轮轴上的轴承选择型号为7210ac7207型号的轴承的主要参数：522.56.572mm7mm7210型号轴承的主要参数：032.826.89020小齿轮轴的轴承（1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷小齿轮轴的轴向力fa1=721.93na端轴承所受的径向力fra=(rah2+rav2) 1/2=(555.17) 2+(590.27) 2 1/2=810.33nb端轴承所受的径向力frb=(rbh

27、2+rbv2) 1/2=(2505.49) 2+(590.27) 2 1/2=2574.08n两轴承的派生轴向力查表得:fs=0.68fr 则fsa=0.68fra=551.02n则fsb=0.68frb =1750.37n 由于fsa水平向右fsb水平向左 fa1水平向右有fsa + fa1=551.02+721.93=1272.95n0.68fab/frb=1750.37/2574.08=0.679查手册，得:p1= (0.41fra+0.87faa)= (0.41810.33+0.871028.44)=1226.98np2= frb= 1750.37n p2 p1所以只需校核轴承2的寿命

28、 (3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.02工作温度低于1000c，查表13-4，得ft=1.0轴承2的寿命为:lh=106/60n(ftc/fpp) 3=106/（60960）(22500/1.021750.37)3=34739h24000h预期寿命足够2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷大齿轮轴的轴向载荷fa2=691.9na端所承受的径向力fra=(rah2+rav2) 1/2=(807.5) 2+(635.8) 2 1/2=1027.76nb端轴承所受的径向力frb=(rbh2+rbv2) 1/2=(2079.1) 2+(635.8) 2 1/2=

29、2174.14n两轴承的派生轴向力查表得:fs=0.68fr 则fsa=0.68fra=698.904n则fsb=0.68frb =1478.42n 由于fsa水平向右fsb水平向左 fa2水平向右有: fsa + fa2=698.904+691.9=1390.8n0.68fab/frb=1478.42/2174.14=0.679查手册得:p1= (0.41fra+0.87faa)= (0.411027.76+0.87786.52)=1105.65np2= frb= 2174.14n p2 p1所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.0工作温度低于

30、1000c，查表13-4，得ft=1.0轴承2的寿命为:lh=106/60n(ftc/fpp) 3=106/（60960）(32800/2174.14)3=29608h24000h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、主动轴外伸端d=26mm,考虑到键在轴中部安装，故选键830gb/t1096-1990,b=8mm,l=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100mpap=2t/dkl=2113406/26432 =68.15mpar(100mpa)则强度足够，合格2、从动轴外伸端d=42mm,考虑到键在轴中部安装，故选键1255gb/t1096-

31、1990,b=12mm,l=55mm,h=9mm,t=5mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100mpap=2t/dkl=2456429/42455 =97.79mpar(100mpa)则强度足够，合格3从动轴与齿轮联接处d=58mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键1650 gb/t1096-1990,b=16mm,l=50mm,h=9mm,t=5.5mm,k=h-t=3.5mm,选择45钢，许用挤压应力p=100mpap=2t/dkl=2456429/583.550 =89.8mpar(100mpa)则强度足够，合格九、联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考

32、虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器k=1.3 tc=9550kp/n=95501.33.65/76.37=593.36 nm选用tl8型gb/t4353-1984 弹性套注销联轴器公称尺寸转矩 tn=710nm, tc3050mm(4)每千瓦功率的油池体积为0.350.7l.4、 密封方法（1）选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；（2）油尺处以及排油孔处用石棉胶纸密封；( 3 ) 视孔盖处用石棉橡胶纸密封.十二、参考文献1 濮良贵，记名刚，机械设计。七版。北京：高等教育出版社，20012 王步瀛机械零件强度计算的理论和方法。北京：高等教育出版社，19863张之明，滑动轴承的

33、留体力润滑理论。北京：高等教育出版社，19954减速器实用技术编委会，减速器实用技术手册。北京：机械工业出版社19925汝元功，唐照明，机械设计手册。北京：高等教育出版社，1995f=2100nv=1.6m/sd=400mm总=0.87pd=3.86kw电动机型号y 132m1-6ped=4kwi总=12.56i带=3i齿=4.19no=960 r/minni =320r/minnii=76.37r/minniii=76.37r/minpo=4 kwpi=3.8kwpii=3.65kwpiii=3.54kwt0=39.79nmti=113.41nmtii=456.43nmtiii=442.67nmdd1=112mmdd2=355mmv=5.63m/sld=2000mma=621.105mm取a=620mm1=157.580f0 =168.