一级圆柱斜齿轮减速器机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：一级圆柱斜齿轮减速器院系： 班级：学号：设计者：指导教师:时间：2013年 6月10 日 至 2013年6月28日目 录一、设计任务 2二、传动方案的确定 2三、电动机的选择 2四、传动装置的总传动比及其分配 4五、计算传动装置的运动和动力参数 4六、带传动的设计及计算 6七、齿轮传动的设计计算 8八、轴的设计计算 10九、滚动轴承的校核 18十、键的选择及强度校核 20十一、箱体设计及附属部件设计 21十二、参考文献 22一、设计任务：设计一用于带式运输机上的一级圆柱斜齿轮减速器。已知条件：输送带的牵引力F（N）输送链的速度v(m/s)传动滚筒直径D(mm)12501.55250工作条件： 连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差±5，二班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。二、传动方案的确定传动简图如下：1、普通V带传动； 2、电动机； 3、减速器； 4、联轴器； 5、运输皮带； 6、传动滚筒三、电动机的选择（1）选择电动机的类型根据用途选Y系列（IP44）三相异步电动机（2）选择电动机的功率1工作机输出功率2传动效率：V带传动：滚动轴承（一对）：(球轴承)闭式斜齿轮传动效率：（8级精度）联轴器效率：传动滚筒效率：所以，总传动效率=0.85873.电动机输入功率4.因载荷平稳，电动机额定功率略大于Pd即可，由P1-203表17-1选Y系列型号电动机，选电动机额定功率Ped为：3kW5.确定电动机转速滚筒轴工作转速一般，V带传动比常用范围为一级圆柱齿轮减速器为则总传动比的范围为.故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min列表如下：=0.85872.256kW=118.41r/min方案电动机型号额定功率Ped(kW)电机同步转速（r/min）电机满载转速（r/min）电动机质量（m/kg）总传动比（）1Y100L2-43150014303812.082Y132S-631000960638.113Y132M-83750710796.00综合考虑电动机的质量及装置的尺寸和传动比选择Y100L2-4型电动机四、传动装置的总传动比及其分配1、系统总传动比 =nm/nw=1430/118.41=12.082、参考【1】表2-1：取取V带传动，齿轮传动比五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速n（r/min）电机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为轴，滚筒轴为3轴， 各轴转速为：2、各轴输入功率P（kW）3、各轴输入转矩T（N）1-3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输出转矩乘以轴承效率0.99各轴运动和动力参数轴 名功率P/kW转矩T/(N·m)转速n/(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.25615.07143030.96高速轴2.172.1543.4843.05476.674.0270.96低速轴2.082.06167.93166.25118.371098滚筒轴2.042.02164.5916294118.37六、带传动的设计及计算（1）计算功率Pc查表13-8得Ka=1.2，故Pc=KaP1=1.22.17=2.604kw(2)选V带型号(普通V带)根据Pc=2.604kw n1=1430r/min由图13-15查出标点位于低于Z型区域，故选择普通V带Z型带（3）求大小带轮基准直径d2、d1由【2】P219表13-9得出d1应不小于50，现取d1=85mm，由式13-9得由【2】表13-9取d2=250mm实际从动轮转速转速误差为：误差小于5%，故允许.（4）验算带速V带速在5-25m/s范围内，合适（5）求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距0.7（d1+d2）a02(d1+d2)推出248.5a0710 故a0=1.5(d1+d2)=1.5(85+250)=502.5取a0=500由13-2得带长查表13-2对A型带选用Ld=1600mm，再由P220式13-16计算实际中心距(6)验算小带轮包角有P205式13-1得 合适（7）求V带根数Z由P218式13-15得因n0=1430r/min，d1=85mm，由P214表13-3查得P0=0.35kw由P211式13-9得传动比由P216式13-5得P0=0.03由查P217表13-7得查【2】P212表13-2得KL=1.16带入得Z=5.91取Z=6根（8）求作用在带轮轴上的力FQ查P212表13-1得q=0.1kg/m.故由P220式13-17得单根V带的初拉力作用在轴上的压力七、齿轮传动的设计计算1、设计对象： 低速级圆柱斜齿轮传动1、选定齿轮类型、旋向、精度等级、材料及齿数1）材料选择及确定需用应力：采用硬齿面组合大小齿轮的材料均（表面淬火），齿面硬度为48-55HRC， 查P171表11-5取SH=1.0 SF=1.25取ZH=2.5 ZE=189.8 (2)按齿轮弯曲强度设计计算选小齿轮的齿取载荷系数K=1.3 齿宽系数初选螺旋角齿数为则大齿轮的齿数为， 取77齿行系数 查得YFa1=2.88,YFa2=2.22YSa1=1.57,YSa2=1.77误差计算（i理-i实）/i理=0.015%，合理因故应对小齿轮进行弯曲强度校核取mm中心距取a =100mm确定螺旋角齿轮分度圆直径齿宽取b2=35mm,b1=40mm.(3)验算齿面接触强度（4）计算圆周速度对照P168表11-2选9级精度是合宜的其它几何尺寸的计算（齿顶高齿根高全齿高齿顶圆直径齿根圆直径八、轴的设计计算高速轴的设计计算1.材料选择选材40,调质处理.查表得c=107-98 2、初步计算轴直径已知P1=2.87kw,n1=476.67r/min考虑到键槽，故将轴径加大3%，则d=103%=（18.26-16.73）mm 取d1=20mm轴径2 d2=d1+(3-4)c1其中c1=1.6故d2=25+(3-4) 1.6=24.8-26.4mm取d2=25mm轴径3和7d2=25mm,所以初选角接触球轴承7206AC,查表得其内径为30mm，故d3=d7=30mm轴径4和6齿轮分度圆大小为40mm，选取d4=d6=34mm轴径5取d5=40mm3、各轴段长度轴长1V带轮的孔径长度为38mm轴长应小于它2-3mm，现取其长度为L1=36mm轴长3和7减速器箱体内壁至轴承内侧距离4=10-15mm，取4=13mm再查P120-121表12-1得B=16mm再由P140表13-17得挡油环伸入内箱壁1-3mm，选取为2mmL3=L7=B+4+2=16+13+2=31mm轴长4和6由装配图得L4=L6=2-2由P30表4-1得2>=8取2=10mm所以L4=L6=8mm轴长5 L5=B齿宽=40mm轴长2 查表得C1=20mm C2=18mm =8mmK为带轮端面至轴承盖表面距离，取K=10mm带入得L2=34mm4、校核高速轴的强度<1>作用在齿轮上的力因已知高速轴小齿轮（齿轮轴）的分度圆直径为:，得：，.<2>求作用于轴上的支反力水平面内 合成：<3>做出弯矩图水平面内：竖直平面内：合成弯矩：转矩和转矩图校核轴的强度：齿轮轴处弯矩大且轴径相对较小，为危险截面，按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的轴,转矩按脉动循环处理，故取折合系数查表得40Cr调质抗拉强度极限=750MPa，由【2】P246表14-3用插值法查得轴的许用弯曲应力所以，<，满足强度要求。 低速轴的设计计算1>选择材料选用45钢，调质2>各轴段直径轴径1考虑到键槽的影响，直径可增大3%，则取，则计算转矩我们选用LT型弹性套住销联轴器，由【1】P147表14-4选用LT6联轴器，取 d1=32mm轴径2联轴器用轴肩定位，d2=d1+(3-4)c1，故d2=38-40，最终由密封圈确定，选毡圈40 JB/ZQ 4606，取d2=40mm轴径3和6此处安装轴承，查表选用7209AC的角接触球轴承，其内径大小为45mm,故d3=d6=45mm轴径4为便于安装齿轮，应使d4略大于d3，选取d4=50mm轴径5此段起轴肩作用，得d5=d4+(3-4)c1，取d5=58mm3>各轴段长度轴长1考虑到联轴器轴孔长度为55mm，L1=55-2=53mm轴长2由于所用螺栓为M12故查表得C1=20,C2=18m=8mm查P125表12-4得 B=19mK为联轴器轮毂端面与轴段2外端面距离，取K=10mm带入得L2=34mm轴长5小齿轮齿宽b1=40mm，齿宽b2=35，设计高速轴时，取小齿轮端面到箱体内壁距离2=10，故大齿轮端面至箱体内壁的距离=10.5mm，由于挡油环深入箱体内壁2mm，故L5=-2=8.5mm轴长3和6减速器箱体内壁至轴承内侧距离4=10-15mm，取4=13mm，低速轴轴承处速度因数dn=45118.37=0.053<(1.5-2) ,故采用脂润滑，需要挡油环，挡油环深入箱体内壁1-3mm，取2mm。轴承7209AC宽度B=19mmL6=B+4+2=19+13+2=34mm结合装配图L3长度应比L6长度多出一个套筒长度加2，故L3=L6+8.5+2=41.5mm轴长4此处安装实心式齿轮，轮毂长度b2=35mm，取=39mm，轴段长度应比轮毂短些，取L4=37mm4>校核低速轴的强度<1> 作用在齿轮上的力，.<2>求作用于轴上的支反力水平面内 竖直面内合成：<3>做出弯矩图水平面内：竖直面内：合成弯矩：转矩和转矩图校核轴的强度：齿轮所在截面处弯矩大，同时此截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面，按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的轴,转矩按脉动循环处理，故取折合系数 查表得45钢调质处理抗拉强度极限=650MPa，由【2】P246表14-3用插值法查得轴的许用弯曲应力所以，<，满足强度要求。九、滚动轴承的校核1高速轴轴承寿命计算初选7206AC故轴承A为压紧端轴承A（压紧端）受到的轴向载荷轴承B（放松端）受到的轴向载荷轴承A受到的载荷较大，应对其进行校核：故X=0.41 Y=0.87轴承寿命：已知，轴承工作温度低于100，由【2】279页表16-8得：ft=1已知，载荷存在中等冲击，由【2】279页表16-9得：fp=1.1已知，选用7206AC的轴承，由【1】125页表得：C=22.0kN已求得： n=476.67 r/min已知选用角接触球轴承，由【2】278页得：=3代入得：减速器两班制工作，每年工作日300天，则轴承使用寿命为：年减速器每2-3年检修一次，故轴承寿命满足要求，但需定期更换。2低速轴轴承寿命计算初选7209AC故轴承B为压紧端轴承A（放松端）受到的轴向载荷轴承B（压紧端）受到的轴向载荷轴承B受到的载荷较大，应对其进行校核：故X=0.41 Y=0.87轴承寿命：已知，轴承工作温度低于100，由【2】279页表16-8得：ft=1已知，载荷存在中等冲击，由【2】279页表16-9得：fp=1.1已知，选用7209AC的轴承，由【1】125页表得：C=36.8kN已求得： n=118.37 r/min已知选用角接触球轴承，由【2】278页得：=3代入得：减速器两班制工作，每年工作日300天，则轴承使用寿命为：年>10年故轴承寿命满足要求。十、键的选择及强度校核1、高速轴键的校核高速轴轴段1轴径20mm，带轮轮毂38mm，键的基本尺寸为bh=66 A型键长应比带轮轮毂长度短5-10mm，选取L=28mm则键的强度为取键、轴、带轮材料均为钢，查表得强度足够2、低速轴键的强度校核2.1联轴器处键的校核所在轴处直径32mm，联轴器轮毂长55mm，键长应比联轴器轮毂短5-10mm键的基本尺寸为bh=108 A型键长L=45mm则键的强度为取键、轴、带轮材料均为钢，查表得强度足够2.2大齿轮处键的强度校核所在轴处直径50mm，轴长35mm，选取键的基本尺寸为bh=1610 A型键长L=28mm则键的强度为取键、轴、带轮材料均为钢，查表得.所有键均符合要求.十一、箱体及附属部件设计设计:参考【1】P30表4，初步取如下尺寸：箱座壁厚：，取，箱盖壁厚：，取，箱体凸缘厚度：箱座，箱盖，箱底座加强肋厚度：箱座，箱盖，地脚螺钉直径：，取，型号为：螺栓GB/T 5783M1620 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 20地脚螺钉数目：因，取轴承旁联接螺栓直径：，取常用值,型号为：螺栓GB/T 5783 M1298 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93-12箱盖，箱座联接螺栓直径： ，型号为：螺栓GB/T 5783 M1035 采用标准弹簧垫圈，型号：垫圈GB/T 93 8观察孔盖螺钉直径，取=6mm吊钩：取尺寸K=mm,H=22.4mm,h=11.2mm,r=7mm,b=16mm其余尺寸参见装配图。取油标：杆式油标 M12。齿轮顶圆至箱体内壁的距离：，取, 通气器用通气塞，取，d=12。启盖螺钉：型号为： GB/T 5783 M826十二、参考文献【1】 机械设计课程设计（第二版） 王大康 卢颂峰主编 北京工业大学出版社【2】 机械设计基础（第五版） 杨可帧 程光蕴 李仲生主编 高等教育出版社 i=4.027V=6.36m/sZ=6mma =100mm= b2=35mmb1=40mm.d1=20mmd2=25mmd3=d7=30mmd4=d6=34mmd5=40mmL1=36mmL3=L7=31mmL4=L6=8mmL2=34mm.d1=32mmd2=40mmd3=d6=45mmd4=50mmd5=58mmL1=53mmL2=34mmL5=8.5mmL6= 34mmL3=41.5mmL4=37mmX=0.41 Y=0.87X=0.41 Y=0.87bh=66 A型bh=108 A型bh=1610 A型m=6.8mm,=6mmK=mmH=22.4mmh=11.2mmr=7mmb=16mmM826