课程设计单级斜齿圆柱齿轮减速器

1、台 州 学 院机械工程学院机械设计课程设计 说明书 设计题目： 带式输送机传动系统设计 单级斜齿圆柱齿轮减速器 专业班级 10材料成型1班 姓名 于广林 1036230003 指导教师 王金芳 完成日期 2012 年 12 月 21 日目录一、电动机的选择.3二、计算总传动比及分配各级的传动比.4三、运动参数及动力参数计算.4四、传动零件的设计计算.5五、轴的设计计算.13六、滚动轴承的选择及校核计算.26七、减速器附件的选择. . 28八、润滑与密封.30九、参考文献.32计算过程及计算说明一、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有

2、效功率为Pd= FV/1000=1400×1.9/1000=2.66 KW（2）传动装置的总功率： 查表可得：带传动的效率带=0.96 齿轮传动效率齿轮=0.98 联轴器效率联轴器=0.99 滚筒效率滚筒=0.95 滚动轴承效率轴承=0.98 滑动轴承效率轴承=0.97总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒×滑动轴承 =0.96×0.982×0.98×0.99×0.96×0.97=0.82（3）电机所需的工作功率：Pd= P/总=2.66/0.82 =3.24KW查手册得Ped=5.5KW

3、选电动机的型号：Y 132S-4型则 n满=1440r/min，同步转速1500 r/min 二、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=60×1000v/(D) =60×1000×1.9/3.14×300 =121.02r/mini总=n满/n=1440/121.02=12.39查表取i带=3 则 i齿=12.39/3=4.13三、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n满 =1440(r/min)nI=n0/i带=1440/3=480（r/min）nII=nI/i齿=480/4.13=121.07(r/min)nIII=nII=121

4、.07 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=3.24KWPI=P0×带=3.24×0.96=3.11KWPII=PI×轴承×齿轮=3.11×0.98×0.98 =2.99KWPIII=PII×联×轴承=2.134×0.99×0.98=2.90KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）T0=9550P0/n0=9550×3024/1440=20.63N·mTI=9550PI/nI=9550×3.11/480=59.39N·mTII=955

5、0PII/nII=9550×2.99/121.07 =235.83N·mTIII =9550PIII/nIII=9550×2.90/121.07 =228.73N·m 四、传动零件的设计计算1、 带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由表3-5得：kA=1.1Pca=KAP=1.2×3.24=3.56KW查表得： 选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=90mm 从动轮基准直径dd2= idd1=3×90=270mm 取dd2=280mm带速V：V=dd1n1/60×1000=

6、×90×1440/60×1000 =7.07m/s在525m/s范围内，带速合适。校正传动比i带=280/90=3.11i齿=12.39/3.11=3.99（3）确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(90+280)a02×(90+280)所以有：259a0740初步确定中心距a0 =400mm由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0得：L0=2×300+(90+280)/2+(280-90)2/4×300= 1403.6mm由表3-7确定基准长度Ld=1400mm计算实

7、际中心距aa0+Ld-L0/2=300+（1400-1403.6 ）/2=398.2mm(4) 验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（280-90）/398.2×57.30 =152.660>900（适用）（5）确定带的根数由n0=1440r/min dd1=90mm i=3查表8-4a和表8-4b得P0=1.07kw P0=0.17kw查表得K=0.93 查表8-5得KL=0.96 由Z=Pca/p=KAP/(P1+P1)KKL得： =1.×3.24/(1.07+0.17) ×0.93×0.96

8、=3.24取Z=4根（电动机可以带动，已查找相关资料，无须担心）(6) 计算张紧力F0由表3-1查得q=0.07kg/m，则：F0=500Pca/（ZV）（2.5/K-1）+qV2=500×3.56×（2.5-0.93）/（4×7.07×0.93）+0.10×7.072N=111.27N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sin1/2=2×4×111.27×sin152.660/2=864.94N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表初选材料。小齿轮选用40Cr调质;齿面硬度为280HBS

9、。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据小齿轮齿面硬度280HBS和大齿轮齿面硬度240HBS。（2） 查表10-8，选用7级精度（3） 参数选择取小齿轮的齿数Z1=30大齿轮齿数：Z2=i×3.99120u=120/30=4计算传动比误差为0.027%<5%,满足要求。（4） 初选螺旋角为=14°（P214）（5） 按接触强度设计，查10-21计算分度圆直径确定各参数的值:试选Kt=1.6 选取区域系数 Zh=2.433=0.82=0.91则：d=0.8+0.91=1.71接触许用应力531.25 Mpa（6） 查表10-7齿宽系数d=1.2（7） 查表

10、材料弹性影响系数Ze=189.8Mpa3.计算小齿轮分度圆直径代入数值=44.38mmd1t=44.38mm计算圆周速度1.161m/s计算齿宽b和模数计算齿宽b b=53.26mm计算摸数m=1.43计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.25×1.43=3.23 =53.26/3.23 =16.49计算纵向重合度=0.318=2.86计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本得动载系数K=1.1K=1.32查课本得: K=1.35查课本得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =1×1.1×1.2×1.32=1.74按实际载荷系数校正所算

11、得的分度圆直径d=d=45.71计算模数=1.484. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩59.39kN·m   确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z3.98×30119.40传动比误差  iuz/ z119.40/300.027%i0.0275，在允许计算当量齿数zz/cos30/ cos1432.86  zz/cos120/ cos14131.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得1 初选螺旋角  初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=1×1.1&#

12、215;1.2×1.351.78 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查得:齿形系数Y2.52 Y1.65应力校正系数Y2.14  Y1.83 计算大小齿轮的 并比较 安全系数由表查得S1.41=0.0142=0.0164.所以取大齿轮数值 设计计算1 计算模数Mn1.16，取Mn为2重新计算大小齿轮齿数Z1=23 ，Z2=89 几何尺寸计算 计算中心距a=115.46将中心距圆整为116按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos14°因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=47.42mmd=183.51mm计算齿轮宽度B=d1=1.2&

13、#215;47.42=56.9圆整的 B1=60 B2=655.齿轮结构设计小齿轮：d160，所以做成实心齿轮。按照标准参数10-5取定。其中小齿轮孔轴孔位等于大齿轮孔轴孔位大齿轮160<d2<500mm,做成腹板式。结构齿轮参照10-39计算齿轮圆直径Da=d2+2ha=183.51+4=187.51mmD0=da-12Mn=187.51-12Mn=163.51mm大齿轮轴及轴孔大小d2=32.03mm其中轴材料采用45钢，取大齿轮轴孔孔径为d2=55mm，则D4=d24=55mmD3=1.6D4=88mm，D2=0.3（D0-D3）=22.65取22mmD1=（D0+D3）/2

14、=125.76mmC=0.25B=60×0.25=15mm其余参数按10-5取定6. 带轮的结构设计参照8-10选取槽轮界面参数槽型bhHfefA112.758.715±0.3938°小带轮根据电动机选定，与电动机输出轴配合。无须设计。大带轮的设计大带轮轴孔孔径代入数值d220.23，所以取d2=25mm带轮结构形式的确定Dd2300，采用孔板式。材料为铸铁。五、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单级减速器的输入轴，单向运转，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217255HBS -1=60Mpa2、 估算轴的基本直径

15、根据表，取C=115主动轴：dC(PI/nI) 1/3=115(3.11 /500) 1/3=21.15mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=21.15×(1+5%)mm=22.21mm d1=25mm从动轴：dC(PII/nII) 1/3=115(2.99/121.07) 1/3=33.49mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=33.49×(1+5%)mm=35.16mm d2=38mm3、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30307型圆锥滚子轴承，

16、其内径为35mm,宽度为22mm。 (3)按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=2×59.39×103/47.42=2504N径向力Fr= Fttan/cos=2504×tan200/cos14° =939.56N 轴向力Fa=Fttan=2054×tan140=624.32N2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)水平面RAH=(FQ×82+Fa×d1/2-Fr×67.5)/67.5+67.5=(864.94×82+624.32×56/2-939.56×67.

17、5)/135=1124NRBH=FQ+Fr+FAN=864.94+939.56+488.61=2293.11N垂直面RAV=RBV=Fr/939.56/2=469.78N(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=RAH×67.5=7.59×105N·mm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为MCHR= RAH×67.5-Fa×d1/2=1124×67.5-624.32×28= 5.84×105N·mm右轴颈中间断面处水平弯矩为MBH=FQ×

18、82=864.94×82=7.09×105N·mm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为MCV=RAV×67.5=469.78×67.5=3.17×105N·mm(2) 按下式合成弯矩图（如图1（6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2=7.59×105) 2 + (3.17×105)21/2=6.77×105 N·mm小齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=(5.84×

19、105) 2 + (3.17×105)21/2=4.415×105 N·mm(3)画出轴的转矩T图 1（7） T=44831N/mm (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=0.6×44831=2.690×104 N·mm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的最大当量弯矩分别为MC=(MCR2+(T 2) 1/2=(2.304×104) 2 + (2.690×104)21/2=3.542×105 N·mmM

20、B=(MBH2+(T 2) 1/2=(7.168×104) 2 + (2.690×104)21/2=7.656×105 N·mm(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=7.656×104/0.1×303 =28.36Mpa<-1C截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=3.542×104/0.1×49.753=2.88<-1结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全，完全符合要求。（按照最小径进行校核）轴各段直径和长度按轴径从左到右分别

21、编号1.2.3.4.5.6.7 7段为大带轮安装轴段，轴径为25mm，因定位问题，轴段增加15mm，则轴段为50mm 6段为过渡轴段，取轴径为30mm，轴段超出轴盖10-15mm，轴段长度为10+58+12+15-13-20=60mm 1.5为轴承安装轴段，取30307轴承，轴径为35mm，轴段长度为21mm 2.4也为过渡轴段轴径为44mm，齿轮端到箱体内壁取10mm轴承端面到箱体内壁取3mm，所以2.4段长度取13mm。 3为齿轮段，轴按照齿轮设计数据。 考虑到应力集中，轴段加工倒角，2.4段加工退刀槽。FtFaFrCRBVRBHBFQT(1)RAHFrFaRBHFQ(2)3.17

22、5;1055.84×1057.09×105(3)2.005×104(5)RAVFtRBV(4) 6.77×1053.17×1057.09×105(6)448312.690×104TaT(7)6.77×1043.542×1057.656×1052.690×104(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

23、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，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30309型圆锥滚子轴承，其内径为45mm,宽度为25mm。(3)从动轴的强度校核圆周力Ft：Ft=2T2/ d2=2×235.83/265183.51=2570N径向力Fr：Fr= Fttan/cos=2570×tan200/cos14° =964.33N 轴向力Fa： Fa=Fttan=2570×tan140=640.77N (4)计算轴承支反力水平面：RAH=(Fa×d2/2-Fr×67.5)

24、/(67.5+67.5)=( 640.77×235.83/2-964.33×67.5)/135=77.44NRBH=Fr+FAH=964.33+77.44=1041.77N垂直面AV=RBV=Fr/2=964.33/2=482.16N(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×5227大齿轮中间断面右侧水平弯矩为×.5.356×5大齿轮中间断面处的垂直弯矩为×3.255×5 (4)计算合成弯矩M=（M2+M22）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2

25、=3.22×105N·mm大齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=6.27×105 N·mm (5)画出轴的轴转矩图（）2.0512×10N·mm(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=.×10N·mm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=6.28×10 N·mm（）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/0.1d

26、3=6.28×10/0.1×43=13.08<-1结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全，完全符合要求。轴各段直径和长度按轴径从左到右分别编号依次为7.6.5.4.3.2.1 1段为联轴器安装轴段，查表KA=1.5，计算转矩Tca=KA*T2=353.75查表得，选用HL3J型联轴器。轴的直径为d=38mm，则1轴段直径为38mm长度取58mm。并选用圆头普通平键。 2段为过渡轴段，右端对联轴器定位，轴径取42mm轴段超出轴承盖10-20mm，轴段长度为12.5+58+12+15-42.5=55mm 3.7为滚子轴承安装轴段，选用30309型轴承，查表得轴径为

27、45mm，7轴段长25mm，3轴段长25+3+12.5+2=42.5mm。其中3为箱体到内壁的距离。 4为齿轮安装轴段，轴径取55m，相应大齿轮孔径为55mm，由于要略短于齿轮宽度，取长度为58mm，查表并选用圆头平键。 5段为对大齿轮做轴向定位。轴径为65mm，长度为8mm。 6段为轴承轴向定位，轴径为54mm长度为7.5mm。 考虑到应力集中，轴段间加工应有倒角，段加工退刀槽。并倒圆角。RAVRAHFtFaFrRBVTACB(1)RAVFrFar(2)52275.356×5(3)RAVFtRBV(4)3.255×5(5)3.22×1056.27×10

28、5(6)2.05118×101.2307×10TaT(7)3.22×1051.308×101.2307×10(8)六、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命8年，要求一天工作16小时，一年工作日为250天，得16×250×8=32000小时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=45mm由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择圆锥滚子轴承查手册，小齿轮轴上的轴承选择型号为30307大齿轮轴上的轴承选择型号为303092.计算滚子轴承寿命对于30307型Ft小=2.

29、5kNFa小=0.623KNFr小=0.98KN1KN轴承由于是对称布置Fr小1=Fr小2=0.5KN查课程设计30307型轴承参数e=0.31，Y=1.9 Y0=1派生轴向力Fd1=Fd2=0.13kn所以所得轴向总力Fa1小=0.753KNFa2小=0.13KnFa小/Fr小=1.51e P1=1.63 KNFa2小/Fr2小=0.26e P2=Fr小=0.13 KN计算轴承的基本额定寿命P1P2，所以P=P1=1.63查表得，C=Cr=71.2KNLh=9.77×10632000h2.30309轴承Ft大=2.57 KnFa大=Ft大tan=0.64 KnFr大=0.964 K

30、n相比30307轴承，30309轴承载荷小，而且性能和材料都优于30307，所以30309无须校核。七、减速器附件的选择1.减速器箱体设计机座壁厚：=0.025a1=0.025×115.461=3.89取=8mm机盖壁厚：1=8mm机座凸缘厚度：b=1.5=12mm机盖凸缘厚度：b1=1.51=12mm机座底凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺钉直径：df=0.036a12=17.8mm18mm地脚螺钉数目：n=6轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df 14mm机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=10mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=8mm窥视孔盖

31、螺钉直径：d4=（0.30.4）df=6mm定位销直径： d=（0.70.8）d2=8mm轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=12mm齿轮端面与内机壁距离：2=11mm机盖、机座肋厚：m10.851=7.8mm=8mm；m0.85=8mm轴承端盖外径：D1=D小（55.5）d3=484090mm  D2=D大（55.5）d3=12040=160mm轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离：sD2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准2.其他技术说明窥视孔盖板 A=90mm， A

32、1=120mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M20×1.5油面指示器   选用游标尺M16油塞螺钉   选用M16×1.5启盖螺钉   选用M10定位销     选用8吊环    箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构八、减速器的润滑和密封润滑包括齿轮润滑和轴承润滑1、齿轮的润滑V齿=1.24m/s12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为45mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=40m

33、m。2、滚动轴承的润滑30307：dn=35×480=17500mm/min30309:dn=45×121.07=5448.2 mm/min查表可得采用 飞溅润滑方式。3、  润滑油的选择查表得，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN32润滑油。4、  密封方法由于轴的速度小，而且不是十分精密的设备，采用毡圈油封即可，完全满足设计要求。九、参考资料1机械设计课程设计，合肥工业大学出版社；2机械设计（第七版），高等教育出版社， 2010年7月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，2010年5月第一版；5工程机械构造图册，机