单带级斜齿圆柱齿轮减速器机械课程设计说明书--毕业设计.doc

机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书 设计题目设计题目 带带-单级斜齿圆柱齿轮减速器单级斜齿圆柱齿轮减速器 信息与工程系信息与工程系 班班 设计者设计者 指导老师指导老师 2012 年年 12 月月 21 日日 目录目录 一、传动方案拟定一、传动方案拟定.3.3 二、电动机的选择二、电动机的选择.4.4 三、计算总传动比及分配各级的传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比.5.5 四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算.5 5 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算.6.6 六、轴的设计计算六、轴的设计计算.13.13 七、滚动轴承的选择及校核计算七、滚动轴承的选择及校核计算.2626 八、键联接的选择及计算八、键联接的选择及计算.3030 九、联轴器的选择九、联轴器的选择.31.31 十、减速器附件的选择十、减速器附件的选择.32.32 十一、润滑与密封十一、润滑与密封.34.34 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一、传动方案拟定一、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（16 小时/天），连续单向传动，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35；（3）使用折旧期：8 年；（4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V；（5）运输带速度允许误差：5%（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；（7）原始数据：运输带工作拉力 F=1700N；带速 V=1.4m/s；滚筒直径 D=230mm。一：传动方案拟定传动方案拟定 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 380V 2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为 38.210004.117001000FVPKW（2）传动装置的总功率：V 带传动的效率D=0.96 齿轮传动效率C=0.97 联轴器效率L=0.99 卷筒效率J=0.96 轴承效率Z=0.99 a=D3ZCLJ =0.960.9930.970.990.96=0.86（3）电机所需的工作功率：Pd=1000FV=86.010004.11700=2.77KW(4)确定电动机转速 卷筒的转速 n=601000v/(D)=6010001.4/3.14230 =116.3r/min 额定功率相同的电动机有几种不同转速，常用有 3000、1500、1000、750r/min。电动机转速低，输出转矩大，但重量、尺寸大，价格较高；反之，则输出转矩小，且传动装置的传动比大，结构较大。本课程设计中推荐选用 1500 或 1000r/min两种转速。n=iin 式中：n电动机可选转速范围；i i 带转动和单级圆柱齿轮减速器的传动比合理范围。普通 V 带传动，i=23;i=36 （为避免大带轮直径太大，不宜取大）；单级圆柱齿轮减速器，n=25n=1163r/min 根据 Po 选取电动机的额定功率 Pw，使 Pm=(11.3)Po=2.773.601KW 查手册得 Pw=3KW 选电动机的型号：Y100L2-4 则 n 满=1430r/min 型号 额定功率kW 同步转速r/min 满载转速r/min 中心高H mm 轴伸尺寸 DE mm 装键部位尺寸 FGD mm Y111L2-4 3 1500 1430 100 2860 82428 三、确定传动装置总传动比和各级传三、确定传动装置总传动比和各级传动比的分配动比的分配 1.确定总传动比 ai=满n/n=1430/116.3=12.3 式中：满n电动机满载转速（按满载转速计算误差较小），r/min；2.各级传动比分配 ai=ii 式中：i、i 分别为带传动和减速器传动比。合理分配,使之在合适范围内。i=3.07 i=4 四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n=n 满=1430（r/min）n=n/i1=1430/3.075=465.04(r/min)n=n/i2=465.04/4=116.3(r/min)2、计算各轴的功率（KW）P=Pd=3KW p=PD=30.96=2.88KW p=pzC=2.880.990.98=2.79KW 3、计算各轴扭矩（Nmm）T=9.55610PI/n=20035 T=TiD=59143 T=TizC=229476 项目 轴 轴 轴 N转速（r/min）1430 465.04 116.3 P 功率（kW）3 2.88 2.79 转矩T（Nmm）20035 59143 229476 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算 1 1、带轮传动的设计计算、带轮传动的设计计算 (1)根据设计要求选择普通 V 带截型 由表查得：kA=1.2 Pca=KAP=1.23=3.6KW n=1430r/min 由图查得：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 d1=90mm 从动轮基准直径 d2=id1=3.07590=276.75mm 取 dd2=280mm 带速 V：V=d1n1/601000=901430/601000 =6m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩 初步选取中心距：由)(2)(7.00ddadd 0.7(90+280)a02(90+280)初取 a0=600mm，符合：231a0740 由 L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0得：L0=2600+(90+280)/2+(280-90)2/4600=1796mm 由书表 8-2 确定基准长度 Ld=1800mm 计算实际中心距 aa0+(Ld-L0)/2=600+（1800-1796）/2=602mm 6565460203.057527602015.0maxminddLaaLaa 取 a=602mm Ld=1800mm(4)验算小带轮包角 1=1800-(d2-d1)/a57.30 =1800-（280-90）/60257.30 =161.90900（适用）（5）确定带的根数 由n=1430r/min d1=90mm i=d/d(1-)=2.04 查表得 P0=1.07kw P0=0.17kw 查表 8-5 得 K=0.95 查表 8-2 得 KL=1.01 由 Z=Pc/p=Pc/(P0+P1)KKL得：=3.6/(1.07+0.17)0.951.01=3.02 取 Z=4(6)计算张紧力 F0 由表 8-3 查得 q=0.10kg/m，则：F0=500Pc（2.5-k a）/k a ZV+qV2=5003.6（2.5-0.95）/(0.9546)+0.1062N=125.97N 则作用在轴承的压轴力 FQ：NzFFQ21.99529.161sin97.125422sin20 2 2、齿轮传动的设计计算、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考表10-1初选材料。小齿轮选用40Cr,调质;齿面硬度为280HBW大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 240HBW；初选螺旋角14 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8 级精度。初选小齿轮的齿数为241z，大齿轮的齿数为 962442z 式 10-21 32112HEHtttZZuudTKd(1)确定公式中的各计算数值 试选：6.1tK 由图 10-30 得区域系数433.2HZ 由图 10-26 得断面重合度87.0,78.021 65.187.078.021 由表 10-6 得弹性影响系数 218.189 MPaZE 由图 10-21d 得接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa Hlim2=550Mpa 计算应力循环次数 891026.383658213.116606010304.1836582104.4656060hhjLnNLjnN由图 10-19 得 06.198.021HNHNKK 取失效概率为 1%安全系数 S=1.1 由式（10-12）得 MPaSKMPaSKHNHHNH5301.155006.15351.160098.02lim221lim11 MPaHHH5.5322530535221 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为非对称布置 由表 10-7 取d=1 转矩 T1 T1=95.510 5P/n 1=95.510 53/465.04 =59143Nm 2）计算 试算小齿轮分度圆直径 mmZZuudTKdHEHttt5.475.5328.189433.24565.11591436.121232321 计算圆周速度：smndvt/16.110006004.4655.4714.310006011 计算齿宽 b 及模数ntm mmdbtd5.475.4711 mmzdmtnt92.12414cos5.47cos11 mmmhnt32.492.125.225.2 99.1032.45.47/hb 计算纵向重合度 903.114tan241318.0tan318.01zd 2)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，齿轮在两轴承间不对称布置。试选 K=1.2 由表 10-2 得使用系数1AK 根据 v=1.16m/s 8 级精度 由图 10-8查得动载系数18.1VK 由表 10-4 查得（接)齿向载荷分布系数45.1HK 由图 10-13 查得（弯)齿向载荷分布系数4.1FK 由表 10-3 查得 齿间载荷分布系数4.1FHKK 故：载荷系数：40.245.14.118.11HHVAKKKKK 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，mmKKddtt37.546.14.25.473311 计算模数nm:mmzdmn2.22414cos37.54cos11 按齿根弯曲强度设计：由式 32121cos2FSaFadnYYzYKTm 确定计算参数 计算载荷系数：31.24.14.118.11FFVAKKKKK 根据纵向重合度903.1，从图 10-28 查得螺旋角影响系数88.0Y 计算当量齿数 09.10514cos96cos27.2614cos24cos33223311zzzzvv 由表 10-5 查得齿形系数18.2,592.221FaFaYY 由表 10-5 查得应力校正系数79.1,596.121SaSaYY 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001;大齿轮的弯曲强度极限MPaFE3802 由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数91.0,85.021FNFNKK 计算轮齿弯曲强度:取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 MPaSFMPaSFFEFNFFEFNF2474.138091.057.3034.150085.0222111 计算大、小齿轮的FSaFaFY并加以比较。015798.024779.118.201363.057.303596.1592.2222111FSaFaFSaFaFYFY 大齿轮的数值大 设计计算：mmYYzYKTmFSaFadn55.1015798.065.124114cos88.05914331.22cos232232121 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取nm=2.0 已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd5.471来计算应有的齿数。于是由 48.24214cos5.47cos11nmdz 取251z 则：1004252z 中心距：mmmzzan83.12814cos2210025cos221 圆整后取 a=129mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 2018141292210025arccos2arccos21amzzn 因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。计算大、小齿轮的分度圆直径 mmmzdmmmzdnn4.206 201814cos2100cos6.51 201814cos225cos2211 计算齿宽系数 mmdbd6.516.5111 圆整后mmBmmB52,6521 六、轴的设计计算六、轴的设计计算 输入轴的设计计算输入轴的设计计算 1.1.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，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，查表 15-1 得，选用 45 钢 调质处理 硬度 217255HBS 取 250 HBS，取用弯曲应力-1=60Mpa，弯曲疲劳极限MPa2751，扭转疲劳极限 155MPa，许用静应力 1=260MPa,抗拉强度极限MPaB640，屈服强度极限MPaS355 2.初步确定轴上的最小直径 查表 15-3 得，取1150A 由试 15-2 得30npAd 主动轴1d，min1d=30npA=21.4mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则1d=mm47.22min%)51(4.21，取1d=24mm 3、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 7206C 型角接触球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm。要安装挡油盘所以取 d1=30mm L1=26mm。由于该处是齿轮轴处,齿轮的长度为 L=65mm，d=52mm，为了防止应力集中所以 d2=d3=36mm L2=L3=15mm，安装轴承和挡油盘所以取 d4=30mm L4=26mm d5=26mm L5=50mm。由前面计算得 d6=24mm。参考机械设计手册表 1-29 得，取 L6=50mm。(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=259143/50=2274.73N 径向力Fr=Fttan/cos=2274.73tan200/201814cos=853.28N 轴向力Fa=Fttan=2274.73 201814tan=580N 2)计算轴承支反力图 1(2)1(4)水平面 05.73137237tBhQFRF RBh=-501.26N 2371005.163AhBhtRRF RAh=1780.78N 垂直面05.73137FrMaRBv RBv347.7N 同理得：RAv=441.9N 齿轮上的弯矩Ma=Fad/2=15080N.mm 绘制水平面弯矩图（如图 3）和垂直面弯矩图（如图 5）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 Mach=RAH73.5=130887.3Nmm 右轴颈中间断面处水平弯矩为 Mbdh=FQ100=995.21100=99521Nmm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 Macv=RAV63.5=441.963.5=28060 Nmm Mcbv=Rbv63.5=347.763.5=22078Nmm (2)按下式合成弯矩图（如图 6）M=(MH 2+MV 2)1/2 小齿轮中间断面左侧弯矩为 Mac=133861 Nmm 小齿轮中间断面右侧弯矩为 Mcb=132736Nmm Mbd=99521Nmm(3)画出轴的转矩 T 图 7 T=59143Nmm 带轮与轴的周向定位采用平键连接，查机械设计表 6-1 得mmmmmmlhb2878，同时为了保证带轮与轴的配合有较好的对中心，故选择带轮与轴配合为67nH 确定轴上的圆角和倒角为452 从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面B和截面C是轴的危险截面 按弯扭合成应力校核轴上最大的弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计式 15-5 以及图（5）（6）（7）中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取6.0 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=(Mcd2+(T1 2)1/2=(99521)2+(0.659143)21/2=105658MPa MB=(Mabh2+(T12)1/2=(132736)2+(0.659143)21/2=137397MPa(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=137397MPa/0.1523 =9.77-1 C 截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=105658/0.1303=39MPa-1 结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全 从动轴的设计计算从动轴的设计计算 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 号调质钢，查机械设计表 15-1 得：硬度 217255HBS，-1 1=60Mpa 2、轴的结构设计 2.初步确定轴上的最小直径 查机械设计表 15-3 得，取1150A 由试 15-2 得30npAd 从动轴d，mind=3022npA=33.16mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径D-，为了使所造的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT，查机械设计表 14-1，考虑到转矩 变 得 很 小，故 去KA=1.5，则Tca=KAT=1.5 229476Nmm=344.214Nm，查机械设计手册表 8-5 得，取 LT7型弹性柱销联轴器，其公转距为 500Nm，半联轴器的孔径 dI=40mm，半联轴器的长度 L 为 84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度，L1=84mm 3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案 这个设计的装配方案选用机械设计中图 15-22a 所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制造出一轴肩，故取-段的直径 d-=44mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径 D=40mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1 略短一些，现取L-=82mm。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d-=44mm，由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承 30310，其尺寸为mmmmmmTDd25.2910050，故d-=d-=50mm，而L-=29.25mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册表 6-7查得 30310 型轴承的定位轴肩高度 h=5mm，d-=60mm，mmda60 3）取安装齿轮处的轴段-的直径d-=55mm，齿轮的左端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 52mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段因略短于轮毂的宽度，故取L-=50mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度,07.0dh 故取mmh4，则轴环处的直径d-=63mm.轴环宽度hb4.1，故取L-=7mm 4）轴承端盖为 20mm（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离L=25mm，故取 L-=45mm 5）取齿轮距箱体内壁之距离mma12，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s，取mms6，已知滚动轴承宽度mmT25.29 则L-=T+s+a+（52-50）=29.25+6+12+2=49.25mm，L-=a+s-L-=12+6-7=11mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-有机械设计表 6-1 查得平键截面mmmmhb1016，键槽用键槽铣刀加工，长为 32mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67nH，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为mmmmmm63812，半联轴器与轴的配合为67kH。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合采用来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为6m。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表 15-2 取轴端倒角为452 4.求轴上的载荷 0)25.4525.149(25.492NHtFF NFNH7.13022 NFFFNHtNH9.119621 mmNdFaMaa487002/)5.15487.629(22 NFNVFNVMaFr6.96410)25.4525.49(225.49 mmNM757001 mmNM589002 首先根据计算画出轴的计算简图。如下图所示：水平方向垂直方向总 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面强度，根据 机械设计式 15-5 及上面数据，取=0.6，轴的计算应力。1670032553233dW Wca22)2030006.0()75700(=MPa59.816700143000P2，所以按轴承 1 的受力大小验算)1(60106pcnLh=27415.3h2 年 故所选的轴承满足寿命要求。2.从动轴的轴承（1）由前面设计得初选轴承为 30310 型圆锥滚子轴承 查机械设计手册表 6-7 得基本额定动载荷NCr130000，基本额定静载荷NCor158000，Y=1.7，Yo=1，mmDe110,35.0 由前面计算得径向力 NvFr6.9641 NvFr4.262 NhFr9.11961 NhFr7.13022 )11(122hFrvFrFr=1537.2N)22(222hFrvFrFr=1302.97N（2）求两轴承的轴向力1Fa和2Fa 对于 30310 型轴承按表 13-7 得，YFrFd2 NYFrFd12.452211 NYFrFd23.383222（3）求轴承的当量动载荷P1 和P2 eFrFa66.02.15371.101311 eFrFa29.097.130223.38322 由书本表 13-5 查得 轴承 1 7.11,4.01yx 轴承 2 02,12yx 由书本表 13-6 得，取载荷系数5.1fp NFayFrxfpP7.3505)1.10137.12.15374.0(5.1)1111(1NFayFrxfpP46.1954)097.13021(5.1)2222(2（4）验算轴承的寿命 因为P1P2 所以按轴承 1 的受力大小验算 hpcnLh76109.2)1(6010 故所选的轴承满足寿命要求 八、键联接的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算 1主动轴外伸端轴上键 mmdmmLmmmmhb24,28,78 选取键的材料为 45 号钢，静连接。p=100MPa，圆头平键 p=2T/dkl=262490/(243.520)=74.4MPap 故符合要求 2.从动轴上的连接键 (1)从动轴上齿轮的连接键 mmdmmLmmmmhb55,32,1016 选取键的材料为 45 号钢，静连接。p=120MPa，圆头平键 p=2T/dkl=2229476/(51655)=104.3p 故符合要求 （2）从动轴上的半联轴器连接键 mmdmmLmmmmhb40,70,1812 选取键的材料为 45 号钢，静连接。p=120MPa，圆头平键 p=2T/dkl=2229476/(40958)=24.99p 故符合要求 十、减速器十、减速器附件的选择附件的选择 1.减速器箱体设计 中心距mmdda129221 机座壁厚：=0.025a1=0.0251291=4.175 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=16.644mm17mm 地脚螺钉数目：4n 轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df=12mm 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=9.6mm 齿轮端面与内机壁距离：2=8mm 机盖、机座肋厚：m10.851=6.8mm=7mm；m0.85=7mm 轴承端盖外径：D1=D小（55.5）d3=6242=104mm D2=D大（55.5）d3=11042=152mm 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 2.2.其他技术说明其他技术说明 窥视孔盖板 A=90mm，A1=120mm 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M201.5 油面指示器 选用游标尺M16 油塞螺钉 选用M161.5 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 十一、减速器的润滑和密封十一、减速器的润滑和密封 1、齿轮的润滑 V齿=1.389m/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=40mm。2、滚动轴承的润滑 采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘 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。轴承选用 ZL-1 号通用锂基润滑脂。4、密封方法（1）箱体与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法（2）观察孔和油孔德处接合面得密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封