帶單級斜齒圓柱齒輪減速器機(jī)械課程設(shè)計說明書

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目 帶-單級斜齒圓柱齒輪減速器 信息與工程系班 設(shè)計者 指導(dǎo)老師 2012年 12 月 21 日1 / 33目錄一、傳動方案擬定.3二、電動機(jī)的選擇.4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.5四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算.5五、傳動零件的設(shè)計計算.6六、軸的設(shè)計計算.13七、滾動軸承的選擇及校核計算.26八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.30九、聯(lián)軸器的選擇.31十、減速器附件的選擇.32十一、潤滑與密封.34計算過程及計算說明一、傳動方案擬定（1） 設(shè)計題目：設(shè)計一用于帶式運(yùn)輸機(jī)上的一級斜齒圓柱齒輪減速器。（2） 工作條件：兩班制（16小時/天），連續(xù)單向傳動，載荷較平穩(wěn)，

2、室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；（3） 使用折舊期：8年；（4） 動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；（5） 運(yùn)輸帶速度允許誤差：±5%（6） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)；（7） 原始數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶工作拉力 F=1700N；帶速V=1.4m/s；滾筒直徑D=230mm。一：傳動方案擬定1）、外傳動為v帶傳動 2）、減速器為一級圓柱斜齒輪減速器3）、方案簡圖如下： 4）、該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶具有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)程度高，大幅度降低了成本。

3、二、電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動機(jī)，電壓380V2、電動機(jī)功率選擇：（1）電動機(jī)工作所需的有效功率為 KW（2）傳動裝置的總功率： V帶傳動的效率D=0.96 齒輪傳動效率C=0.97 聯(lián)軸器效率L=0.99 卷筒效率J=0.96 軸承效率Z=0.99a=D×3Z×C×L×J =0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.86（3）電機(jī)所需的工作功率：Pd=2.77KW(4) 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒的轉(zhuǎn)速 n=60×1000v/(D) =60×1000×

4、1.4/3.14×230 =116.3r/min額定功率相同的電動機(jī)有幾種不同轉(zhuǎn)速，常用有3000、1500、1000、750r/min。電動機(jī)轉(zhuǎn)速低，輸出轉(zhuǎn)矩大，但重量、尺寸大，價格較高；反之，則輸出轉(zhuǎn)矩小，且傳動裝置的傳動比大，結(jié)構(gòu)較大。本課程設(shè)計中推薦選用1500或1000r/min兩種轉(zhuǎn)速。 n=××n式中： n電動機(jī)可選轉(zhuǎn)速范圍； 帶轉(zhuǎn)動和單級圓柱齒輪減速器的傳動比合理范圍。普通V帶傳動， =23; =36 （為避免大帶輪直徑太大， 不宜取大）；單級圓柱齒輪減速器， n=2×5×n=1163r/min 根據(jù)Po選取電動機(jī)的額定功率Pw

5、，使Pm=(11.3)Po=2.773.601KW查手冊得Pw =3KW選電動機(jī)的型號：Y100L2-4則 n滿=1430r/min型號額定功率kW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min中心高H mm軸伸尺寸D×E mm裝鍵部位尺寸F×G×D mmY111L2-431500143010028×608×24×28三、確定傳動裝置總傳動比和各級傳動比的分配 1. 確定總傳動比=/n=1430/116.3=12.3式中： 電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速（按滿載轉(zhuǎn)速計算誤差較?。瑀/min；2. 各級傳動比分配 =×式中：、 分別為帶傳動和減速器傳

6、動比。合理分配 ,使之在合適范圍內(nèi)。 =3.07 =4四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速=n滿=1430（r/min）=/i1=1430/3.075=465.04(r/min)= /i2=465.04/4=116.3(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）=Pd=3KW=×D=3×0.96=2.88KW=××C=2.88×0.99×0.98=2.79KW3、 計算各軸扭矩（N·mm）=9.55×PI/ =20035 =××D=59143=×××C=2294

7、76項目軸軸軸N轉(zhuǎn)速（r/min）1430465.04116.3P功率（kW）32.882.79轉(zhuǎn)矩T（N·mm）2003559143229476 五、傳動零件的設(shè)計計算1、帶輪傳動的設(shè)計計算(1)根據(jù)設(shè)計要求選擇普通V帶截型由表查得：kA=1.2Pca=KAP=1.2×3=3.6KW=1430r/min由圖查得：選用A型V帶(2)確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由表8-6和表8-8取主動輪基準(zhǔn)直徑為d1=90mm 從動輪基準(zhǔn)直徑 d2= id1=3.07590=276.75mm 取dd2=280mm帶速V：V=d1n1/60×1000=×90×1

8、430/60×1000 =6m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）確定帶長和中心矩初步選取中心距：由 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=2×600+(90+280)/2+(280-90)2/4×600=1796mm由書表8-2確定基準(zhǔn)長度Ld=1800mm計算實際中心距aa0+( Ld-L0) /2=600+（1800-1796）/2=602mm 取a=602mm Ld=1800mm(4) 驗算小帶輪包角1=1800-(

9、 d2-d1) /a×57.30 =1800-（280-90）/602×57.30 =161.90>900（適用）（5）確定帶的根數(shù)由=1430r/min d1=90mm =/(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) ×0.95×1.01=3.02 取Z=4(6) 計算張緊力F0由表8-3查得q=0.10kg/m，則：F0=500Pc（2.5- k a）/ k a ZV+qV2=500

10、5;3.6×（2.5-0.95）/(0.95×4×6)+0.10×62N=125.97N則作用在軸承的壓軸力FQ：2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 參考表10-1初選材料。小齒輪選用40Cr,調(diào)質(zhì);齒面硬度為280HBW大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度240HBW；初選螺旋角 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用8級精度。 初選小齒輪的齒數(shù)為，大齒輪的齒數(shù)為 式10-21 (1) 確定公式中的各計算數(shù)值試選：由圖10-30 得區(qū)域系數(shù)由圖10-26 得斷面重合度由表10-6 得彈性影響系數(shù) 由圖10-21d得接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim

11、1 =600MPa Hlim2=550Mpa計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)由圖10-19得 取失效概率為1% 安全系數(shù)S=1.1 由式（10-12）得 根據(jù)齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為非對稱布置由表10-7取d=1轉(zhuǎn)矩T1T1=95.5×10 5P/ n 1=95.5×10 5×3/465.04 =59143N·m2）計算試算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度： 計算齒寬b及模數(shù)計算縱向重合度2) 載荷系數(shù)k 由原動機(jī)為電動機(jī)，工作機(jī)為帶式輸送機(jī)，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間不對稱布置。試選K=1.2由表10-2 得使用系數(shù) 根據(jù)v=1.16m/s 8級精度 由圖10-8查得

12、動載系數(shù)由表10-4查得（接)齒向載荷分布系數(shù)由圖10-13查得（彎)齒向載荷分布系數(shù)由表10-3查得 齒間載荷分布系數(shù)故：載荷系數(shù)： 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，計算模數(shù):按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計：由式 確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)：根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)計算當(dāng)量齒數(shù)由表10-5查得齒形系數(shù)由表10-5查得應(yīng)力校正系數(shù)由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限;大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)計算輪齒彎曲強(qiáng)度:取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大設(shè)計計算：對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒

13、根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=2.0已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由 取則：中心距： 圓整后取a=129mm按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒寬系數(shù) 圓整后六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算1.選擇軸的材料確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸入軸，旋轉(zhuǎn)方向假設(shè)左旋，屬于一般軸的設(shè)計問題，查表15-1得，選用45鋼 調(diào)質(zhì)處理 硬度217255HBS 取250 HBS，取用彎曲應(yīng)力-1=60Mpa，彎曲疲勞極限，扭轉(zhuǎn)疲勞極限155MPa，許用靜應(yīng)力=260MPa,抗

14、拉強(qiáng)度極限，屈服強(qiáng)度極限2.初步確定軸上的最小直徑 查表15-3得，取由試15-2得主動軸，=21.4mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則=，取=24mm3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，主動軸采用齒輪軸.（2）確定軸各段直徑和長度 初選用7206C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm。要安裝擋油盤所以取d1=30mm   L1=26mm。由于該處是齒輪軸處,齒輪的長度為L=65mm，d=52mm，為了防止應(yīng)力集中所以d2= d3 =36mm L2=L3=15mm，安裝軸承和擋油盤所以取d4=

15、30mm L4=26mm d5=26mm L5=50mm。由前面計算得d6=24mm。參考機(jī)械設(shè)計手冊表1-29得 ，取L6=50mm。(3)按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計算1)主動軸的強(qiáng)度校核圓周力Ft=2T1/d1=2×59143/50=2274.73N徑向力Fr= Fttan/cos=2274.73×tan200/=853.28N 軸向力Fa=Fttan=2274.73×=580N2)計算軸承支反力圖1(2) 1(4)水平面 =-501.26N =1780.78N垂直面 347.7N 同理得：=441.9N齒輪上的彎矩Ma=Fa×d/2=15080N.mm繪制水

16、平面彎矩圖（如圖3）和垂直面彎矩圖（如圖5）小齒輪中間斷面左側(cè)水平彎矩為Mach=RAH×73.5=130887.3N·mm右軸頸中間斷面處水平彎矩為Mbdh=FQ×100=995.21×100=99521N·mm小齒輪中間斷面處的垂直彎矩為Macv=RAV×63.5=441.9×63.5=28060 N·mmMcbv=Rbv×63.5=347.7×63.5=22078N·mm (2) 按下式合成彎矩圖（如圖6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齒輪中間斷面左側(cè)彎矩為 Mac=

17、133861 N·mm小齒輪中間斷面右側(cè)彎矩為Mcb=132736N·mm Mbd=99521N·mm(3)畫出軸的轉(zhuǎn)矩T圖 7 T=59143N·mm 帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接，查機(jī)械設(shè)計表6-1得，同時為了保證帶輪與軸的配合有較好的對中心，故選擇帶輪與軸配合為確定軸上的圓角和倒角為從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖中可以看出截面B和截面C是軸的危險截面按彎扭合成應(yīng)力校核軸上最大的彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)機(jī)械設(shè)計式15-5以及圖（5）（6）（7）中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力，取由圖1（1）可知，在小齒輪中間斷面右側(cè)和右側(cè)軸弱中間斷面

18、處的最大當(dāng)量彎矩分別為MC=(Mcd2+(T1 2) 1/2=(99521) 2 + (0.6×59143)21/2=105658MPaMB=(Mabh2+(T12) 1/2=(132736) 2 + (0.6×59143)21/2=137397MPa(5)校核軸的強(qiáng)度 取B和C兩截面作為危險截面B截面處的強(qiáng)度條件：=MB/W=MB/0.1d3=137397MPa /0.1×523 =9.77<-1C截面處的強(qiáng)度條件：=MC/W=MC/0.1d3=105658/0.1×303=39MPa<-1結(jié)論：按彎扭合成強(qiáng)度校核小齒輪軸的強(qiáng)度足夠安全從動

19、軸的設(shè)計計算1選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸出軸，屬于一般軸的設(shè)計問題，選用45號調(diào)質(zhì)鋼，查機(jī)械設(shè)計表15-1得 ：硬度217255HBS， -1=60Mpa2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計2.初步確定軸上的最小直徑 查機(jī)械設(shè)計表15-3得，取由試15-2得從動軸，=33.16mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑D-，為了使所造的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT，查機(jī)械設(shè)計表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變得很小，故去KA=1.5，則Tca=KAT=1.5×229476N·mm=344.214N·m，查機(jī)械

20、設(shè)計手冊表8-5得，取LT7型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公轉(zhuǎn)距為500N·m，半聯(lián)軸器的孔徑dI=40mm，半聯(lián)軸器的長度L為84mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，L1=84mm3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案這個設(shè)計的裝配方案選用機(jī)械設(shè)計中圖15-22a所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制造出一軸肩，故取-段的直徑d-=44mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑D=40mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L1=84mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L

21、-=82mm。2）初步選擇滾動軸承，因軸承同時承受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)d-=44mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，故d-=d-=50，而-=29.25。 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計手冊表6-7查得30310型軸承的定位軸肩高度h=5，d-=60，3）取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=55mm，齒輪的左端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為52mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段因略短于輪轂的寬度，故取L-=50，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度故取，則軸

22、環(huán)處的直徑d-=63.軸環(huán)寬度，故取L-=74）軸承端蓋為20（由減速器及軸承端蓋結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離L=25，故取L-=455）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s，取，已知滾動軸承寬度則L-=T+s+a+（52-50）=29.25+6+12+2=49.25mm，L-=a+s-L-=12+6-7=11至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d-有機(jī)械設(shè)計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32，同時為了保證齒

23、輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為，同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合采用來保證的，此處選擇軸的直徑尺寸公差為。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸參考機(jī)械設(shè)計表15-2取軸端倒角為4.求軸上的載荷首先根據(jù)計算畫出軸的計算簡圖。如下圖所示：5.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時，通常只校核軸上的最大彎矩和扭矩的截面強(qiáng)度，根據(jù)機(jī)械設(shè)計式15-5及上面數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應(yīng)力。=<結(jié)論：按彎扭合成強(qiáng)度校核大齒輪軸的強(qiáng)度足夠安全七、滾動軸承的選擇及校核計算1.主動軸的軸承（1）由前面設(shè)計得初選軸承為7206AC型 角

24、接觸球軸承查機(jī)械設(shè)計手冊表6-6得，基本額定動載荷 ，基本額定靜載荷 由前面的計算得 =1912.5N=362.1（2）.求兩軸承的計算軸向力和對于7206C型軸承按機(jī)械設(shè)計表13-7，軸承的派生軸向力，其中e為表13-5中的判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承的軸向力Fa未知，故先取，D=62mm計算得：按機(jī)械設(shè)計式13-11得（3）.求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2由書本表13-5分別進(jìn)行查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為對軸承1 對軸承2 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)中有中等沖擊，按書本表13-6查得，取fp=1.5，則（4）.驗算軸承壽命因為P1>P2，所以按軸承1的受力大小驗算=27415.3h

25、>2年故所選的軸承滿足壽命要求。2.從動軸的軸承（1） 由前面設(shè)計得初選軸承為30310型圓錐滾子軸承查機(jī)械設(shè)計手冊表6-7得基本額定動載荷，基本額定靜載荷，Y=1.7，Yo=1，由前面計算得徑向力 =1537.2N=1302.97（2）求兩軸承的軸向力和對于30310型軸承按表13-7得，（3）求軸承的當(dāng)量動載荷P1和P2 由書本表13-5查得軸承1 軸承2 由書本表13-6得，取載荷系數(shù)（4）驗算軸承的壽命因為P1>P2所以按軸承1的受力大小驗算故所選的軸承滿足壽命要求八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1主動軸外伸端軸上鍵 選取鍵的材料為45號鋼，靜連接。 p=100MPa，圓頭平鍵p

26、=2T/dkl=2×62490/(24×3.5×20)=74.4MPa<p故符合要求2.從動軸上的連接鍵 (1) 從動軸上齒輪的連接鍵 選取鍵的材料為45號鋼，靜連接。 p=120MPa，圓頭平鍵p=2T/dkl=2×229476/(5×16×55)=104.3<p 故符合要求 （2）從動軸上的半聯(lián)軸器連接鍵 選取鍵的材料為45號鋼，靜連接。 p=120MPa，圓頭平鍵p=2T/dkl=2×229476/(40×9×58)=24.99<p故符合要求十、減速器附件的選擇1.減速器箱體設(shè)計中心距機(jī)座壁厚：=0.025a1=0.025×1291=4.175 取=8mm機(jī)蓋壁厚：1=8mm機(jī)座凸緣厚度：b=1.5=12mm機(jī)蓋凸緣厚度：b1=1.51=12mm機(jī)座底凸緣厚度：b2=2.5=20mm地腳螺釘直徑：df=0.036a12=16.644mm17mm地腳螺釘