V带——单级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计.pdf

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.342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V带一单级斜齿圆柱齿轮减速器 2 1 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷平稳;室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2 使用折旧期：8年；3 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；运输带速度允许误差：-5%5%；5 小批量生产。（3 原始数据：运输带工作拉力E=1500N；带速V=Am!s（允许运输带速度误差为5%）;滚筒F=150 ND=220mmV=s直径 D=220mm。3一：传动方案拟定（已给定）1、外传动为带传动2、减速器为单级圆柱齿轮减速器3、方案简图如下：.4、该工作机有轻微振动，由于厂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2、电动机功率选择：1 电动机工作所需的有效功率为卬=2/1000八 2 传动装置的总功率：查表手册1-7可得：带传动的效率带=0.96齿轮传动效率齿轮=0.96联轴器效率联轴器=0.99 滚筒效率滚筒=0.96滚动轴承效率轴承=0.99总=带X 轴承X 齿轮X 联轴器X 滚筒=0.99 x 0.992 x 0.96 x 0.99 x 0.96=0.87总=0.874pw=FV/lQQQ7j=1.84kw 3 电机所需的工作功率：=滚筒x 鼠x 带=0.90为=%/总=1.84/0.86Pd=2.14 碗=2.14 0查手册表12-1得尸4=2.20选电动机的型号：Y112M-6电动机型号YU2M-6贝U 笈满=940r/minP ed=Ped=2三、计算总传动比及分配各级的传动比.2KW工作机的转速n=60 x 1000v/（7iD n满=60 x1000 x1.1/3.14x220=940r/min=99.5r/minn=99.5i 总=n 满/n=940/99.5=9.84r/min查表取 i 带=3 则 itt=9.84/3=3.28四、运动参数及动力参数计算i 总=9.841、计算各轴转速i带=3no=n 满=940(r/min)i 齿=3.28ni=n()/i 带=1420/3=313.3(r/min)nn=ni/i 齿=473.333/4.764=95.5(r/min)n0=940niii=nn=95.5(r/min)r/min2、计算各轴的功率（KW niP0=Pd=2A4KW5Pi=PoX n 带=2.05KW=313.3r/miPn-Pn轴承*n齿轮=2.03KWnPni=Pnx Q联x n轴承=9 KWnn=95.5r/m3、计算各轴扭矩(Nmm)inTo=955OPo/no=955O x2.315/940nni=95.5r/=21.74N mmin79550尸?尸9550 x 2.222/313.3=62.49N mp0=2.14T广 9 5 5 OPn/yinKW=9550 x2.134/95.5Pi=2.05KW=203NmPn=2.03K4=9550尸/为W=9550 x2.071/95.5=191N mPm=1.91K五、传动零件的设计计算W1、带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由书本表8-7得:kA=l.lTO=21.74N尸恒=爪4p=1.1 x2.14=2.354K 火 mT=62.49N由书本图8-n得：选用A型V带 m(2)确定带轮基准直径，并验算带速TII=203N HI初定取主动轮基准直径为ddl=106mmTIU=191N,m从动轮基准直径dd2=iddi=3 x 106=318mm6取 dd2=355mm带速 V：V=7iddini/60 xl000=71x106x940/60 x1000=5.22m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩0.7(ddi+dd2)a02(ddi+dd2)0.7(106+355)a02x(106+355)所以有：296.8a0120(适用)(5)确定带的根数选用A型7由 n0=940r/min ddl=106mm i=3Z=3根查书本表8-4b和表8-5得P0=1.12kw APo=O.O2kw查书本表8-5得K a=0.928 查书本表8-4a得KL=1.01ddi=106mm由 Z=Pca/p=KAP/(P+ZkPi)KaKL 得：=2.354/1.157=2.03 取 Z=3(6)计算张紧力F。由表3T查得q=0.lkg/m,贝小dd2=355mmV=5.22m/sLd=1800m mFo=5OOPca(2.5-Ka)/KaZV+qV2=500 x2.354x(2.5-0.923)/0.923X3X5.22+0.1X5.222Na=522.43mm=131.14N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0smai/2=2x3x 131.14xsinl52.690/2=764.6N2、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级参考书本表10-1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，调制，齿 面硬度156217HBW；根据小齿轮齿面硬度250HBW和 大齿轮齿面硬度220HBW,按书本图10-21图查得齿面接ai=152.69Fo=131.14NFQ=764.6N8触疲劳极应力为：限 Hiimi=650MPa oHiim2=620 Mpa初选小齿轮齿数 Zl=24,Z2=3.28x 24=78.72,取 Z2=79,初选螺旋角尸=14。(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d1(2KTl/(Pd)(u+l/u)(Z/Ze/oH)21/3确定有关参数如下可用齿数比：u=Z2/Z1=nz/&=313.3/99.5=3.28根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置2)载荷系数kt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，Kt=1.33)查机械设计图10-30可得ZH=2.433由机械设计图10-26查得%=0.77%=0.825则 wa=41+一=0.77+0.825=1.595由上可知 T1=9550Pj/nI=9550 x2.222/313.3=62.49N m由机械设计表10-7取(pd=lCtHliml=5809由机械设计表10-6查表得弹性影响系数Ze=189.8MPa由上可知。Hiimi=650MPa OHiim2=620 Mpa由机械设计试10-13计算应力循环次数Nl=60/217Z/z=60 xlx313.3x2x64x300=7.2xl08N2=Nl/3.28=2.2 x 10 8由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khnl=0.93 Khn2=0.96计算接触疲劳许用应力取最小安全系数Si=l,由机械设计试(10-12)得OHI=K61 cr lim 1/5 1=0.93 x 650=6045MPaOH2=Khn2 crlim2/s 1=0.96 x 620=599.85MPa计算1)计算小齿轮分度圆直径dlt,由机械设计计算公式10-21 得，由 di(2KTl/(pd)(u+l/u)(/oH)21/3=(2 x 1.3 x 6.249 x 104/I x 1.595)x(4.28/3.28)1x(2.433x189.8/599.85)2 正=42.872)计算圆周速度 7iditn 万义 42.87义313.3 八”/V=-=-=0.70 罐/s60 x1000 60 x10003)计算齿宽b及摸数%,MpaHlim2=530Mpa0EF1=244MpaOEF2=204Mpa10b=弧 dlt=42.87mm dtCos(3 42.87xCosl40m.=-=-=1.73mmnt Z1 24h=2.25冽=2.25 义 L73mm=390mm 6/6=42.87/3.90=10.994)计算纵向重合度第筋=0.38四Z1 tan=0.318x1x24x tan 14=1.9035)计算载荷系数K由机械设计表10-2得，取K4=L根据/=。.7加S,精 度等级为7级，有机械设计图10-8得K/=l,有机 械设计表10-4查得K/%=1.310,由图10-13查得 双=1.26,表 10-3 查得Wa=K/b=1.2故载荷系数K=KAKV KHaKF)S=1x1x1.2x1.310=1.5726)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械 设计10-10a试得dl=dlt(k/kt)%=45.67mm7)计算模数旃_ _ dcos B 45.67 x cosl4 1 o.Mn=-=-=1.85mmZ1 243.按齿根弯曲强度计算有机械设计式 10-17 得，1Mn (2kTiYj3 cos2 f3YfaYsa)/(Zl2oF)J(1)确定计算参数i 齿=4.764u=4.764=44.8318N-mm111 计算载荷系数K=KAxKVxKFaxKF0=1x1x1.2x1.26=1.5122 根据纵向重合度人=1.903,从机械设计图10-28得螺旋角影响系数=0.883 计算当量齿数Zvi=Zl/cos3=24/cos314=26.27Zv2=Z2/cos3 尸=79/cos314=86.484 查取齿形系数由机械设计表10-5查得欢1=2.65 欢2=2.2385 查取应力校核系数 由机械设计表10-5查得M=1.596 痴2=1.768按书本图10-20C线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为:c=3 5 0Mpa（JEF2=3 10 Mpa按书本图10-18查得弯曲寿命系数 Wl=0.9 KV2=0.92计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S2=1.4由机械设计试10-12得aFl=KFNlcrFEl/s2=0.9 x 350/1.4=225 TWPQaF2=KFN2 crFE2/s2=0.92x310/1.4=203.71 MPa6 计算大小齿轮的空四oFYfalYsal 2.65x1.596 n A1OO.=-=0.0188oFL 225YfalYsal 2.238x1.768 =0.02aF2 203.71a=125mmZ1=22Z2=1043=11.1863di=56mm127)设计计算d2=265mm1Mn(2kTlYj3cos2 jSYfaYsa)aF)3=1.50mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数旃大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取跖=2.0如外已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度；需按ha=2.5mm接触疲劳强度算得的分度圆的直径d=45.56mm来计算应h3.125m用的齿数，于是由mZl=(dicos(3/Mn)=45.67 x cos 14/2=22.16h=5.625m取 Zl=22m贝 1J Z2=xZl=3.28 x22=72.16 取 Z2=73dai=61mm4.几何尺寸计算da2=270m1)中心距m.=(Z1+Z2J22+73)X2=97.91dfi=49.752 cos/?2 x cos 14将中心距圆整为98mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角螺旋角 B=arccos m(Z；-PZ2)/2a=arccos 2x(22+73)/(2x98)=14.15因尸值改变不多，故参数破 用 Z等不必修正3)计算大、小分度圆直径：dmZi/cos3=2 X 22/cosl4.15mmdf2=259.75mmbi=67mmb2=60mmV=1.389m/s13=45.4mmd2=m Z2/co5=2100=76500jV-mmFa=316.61小齿轮中间断面处的垂直弯矩为NMcv=R4 P67=586.3义67=39000 N-mmMcbv=Rbv 67=351.9x67=23600 N-mm 2 按下式合成弯矩图（如图6 M=(MH2+Mv2)1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为Mac=128000 N mm小齿轮中间断面右侧弯矩为124000 N mmRAH=299.6Mbd=765QQN-mmIN 3 画出轴的转矩T图7T=62490N mmRBH=1871.1754NRAV=RBV=297B DG_nni 5xrU Uloh V-IbhRav 二Rbv7pFtMACH 二4J_RbhKah765。(3)MHMq=F 芈目力问4；Rav Macv=39000RbvMCHL=2.025600。Vrmr_ MvZ XMoc=l 28000(5)104N-mm二 21D600/ff-Jv1bd=76500J1_M 总MCHR=(切-T-624901.136xl04TN-mmIMBH=7.168 x104N-mm18带轮与轴的周向定位采用平键连接，查机械设计表Mcv=2.006-1得b x x/=8mm x 7mm x 28mm,同时为了保证带轮与轴5xlO4N-m的配合有较好的对中心，故选择带轮与轴配合为生 n6m确定轴上的圆角和倒角为2x45。从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面B和截面C是MCL=2.83轴的危险截面3 X 104按弯扭合成应力校核轴上最大的弯矩和扭矩的截面的强N mm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CL 0.6MCR=2.30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4 X 104N mmMc=(Mc/+(a T1 2)1/2=(76500)2+(0.6 X62490)勺血=85065A/PaMB=(MM+(a Tl2)1/2=(128000)2+(0.6 XT=44831Nmm62490)2i/2=i33332MPq(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：户.忆 Afe/0.1/=l 3333274/0.1x5()3=10.840.07%故取力=4则轴 环处的直径dV-VI=63切忆轴环宽度64人 故取LV-VI=7 mm4 轴承端盖为20切冽（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LII-111=45相加5 取齿轮距箱体内壁之距离=12能加，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=6能小 已知滚 动轴承宽度T=29.25mm贝U 111-1=%5+。+46-42 =29.25+6+12+4=51.25加冽,LVL-Nl=a+s-L V-VI=12+6-7=l 1 mm22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dW-V有机械设计表6-1查得平键截面 bxh=16mm xlQmm,键槽用键槽铳刀加工，长为32加相，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生，同样，半联轴器与轴的连接,4.求轴上的载荷选用平键为12mm x 18mm x 70mm,半联轴器与轴的配合为，。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合采用来保证 k6的，此处选择轴的直径尺寸公差为加6。di=45m m(4)确定轴上圆角和倒角尺寸L1=39m参考机械设计表15-2取轴端倒角为1.5x45。m oFt x 49.25-FNH2 x(149.25+45.25)=0FNH2=1302.1 NFNH1=Ft-FNH2=1196.9NFa da2Ma=-=(629.87 x 154.5)/2=48700N mmFr x 49.25-Ma-FNV2 x(49.25+45.25)=0FNV=964.6Nd2=56mmL2=8mm23M=757007V mm7112=589007V-mm首先根据计算画出轴的计算简图。如下图所示：d3=48mm,L3=58mF tJH11;二NV2Dm12t_ _，49.25 1 45.25-J“7F NH1F NH21 方向d4=45mFtmMH-58900FNVIMa=Fa*MHF NV2向96L4=59m m-Mv2=rd5=40mMv 47506.6mL5=55m_X F M总l HzX fM2=58900 1Mi=75700md6=35mTmL6=48mT=205000m5.按弯扭合成应力校核轴的强度Ft=l 548.1N24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a=0.6,Fr=574.46轴的计算应力。N印=叱=71X553=1670032 32=/(75700)2+(0.6X203000)2=143000=V W 16700 Fa=306.1N结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全七、滚动轴承的选择及校核计算1.主动轴的轴承(1)由前面设计得初选轴承为7206AC型角接触球轴承RAH=查机械设计手册表6-6得，基本额定动载荷13.23NCr=23000JV,基本额定静载荷Cor=15000N由前面的计算得Frlv=586.3N Fr2v=351.9NFrlh=-1820.4N Fr2h=85.47VFr=(Frl2v+Frl2 A)=1912.57VFr2=7(22v+Fr22/z)=362.1NRBH=587.23N(2).求两轴承的计算轴向力脱1和脱2对于7206C型轴承按机械设计表13-7,轴承的RAV=RBV派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中的判断系数，其值由3的大小来确定，但现在轴承的轴向力Fa未 Co=287.23N知，故先取 e=0.68,D=62mm25计算得：Fdl=0.68 X1912.5=13OO.57V&72=0.68x362.1=246.2N按机械设计式13-11得Fai=Fa+Fd2=629.87+246.2=876.07NFai=Fdl=246.27V(3).求轴承的当量动载荷Pl和。2=0.46 P2,所以按轴承1的受力大小验算-1()6.Lh=(1)27415.32 年60 n p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MCHL8 9 3.02 5 N m mM C H R3.967X104 N mmMe v=1.93 9X10 4 N m mMCL=1.94 1 X 104N mm26查机械设计手册表6-7得基本额定动载荷Cr=13OOOO7V,基本额定静载荷 C”=158000N,IM.7,Yo?e=0.35,Z)=110mm由前面计算得径向力Frlv=964.62V Fr2v=26 ANFrlh=1196.97V Fr2h=1302.77VFrl=(Frl2v-Frl2h)=1537.27VFr2=7(Fr22v+Fr22 A)=1302.97 N(2)求两轴承的轴向力Rd和他2对于30310型轴承按表13-7得，Fd=-2YFrlFdl=452.122V 2YFr2Fd2=383.23N 2Y(3)求轴承的当量动载荷Pl和尸2Fai 1013.1 八“-=-=0.66 eFrl 1537.2Fai 383.23 八2=-=0.29 1,2d=9.6mm齿轮端面与内机壁距离：23=8mm机盖、机座肋厚：miQ.S5di=6.Smm=7mm；mW.853=7mm轴承端盖外径：Di=D h+55.5&=62+42=104加加Z）2=Q 大+（55.5 d3=110+42=152mm轴承端盖凸缘厚度：t=d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离：广。2尽量靠近，不干涉 皿1和Md3为准2.其他技术说明窥视孔盖板A=9Qmm,Ai=12Qmm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用WOxl.5油面指示器选用游标尺M16油塞螺钉选用16x1.5启盖螺钉选用“1030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1、齿轮的润滑r=1.389m/y12m/y,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45根次。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Fal=316.6INFRA=8 54.77NFRB=2 035.57NFSA=581.24NFSB=1384.19N31(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FAa=1067.58NFAb=1384.19N32FRA=1015.6NFRB=2243.79NFSA=690.6INFSB=1525.78N333435Tc=266.653 N-m3639