85分單級斜齒圓柱齒輪減速器

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1、word 機械設計課程設計計算說明書 設計題目：V帶——單級斜齒圓柱齒輪減速器 設計者： 班 級: 學 號： 指導教師： 時間: 2012/01/03 目錄 一、傳動方案擬定…………….……………………………….3 二、電動機的選擇……………………………………….…….4 三、計算總傳動比與分配各級的傳動比……………….…….5 四、運動參數與動力參數計算………………………….……5 五、齒輪的設計計算………………………………….….........6 六、軸的設計計

2、算………………………………………….....10 七、滾動軸承的設計計算………………………….…...........21 八、鍵聯(lián)接的選擇與計算………..……………………………25 九、聯(lián)軸器的選擇………………………………………….....26 十、 減速器的潤滑與密封………………………………..........27 十一、 參考文獻..........................................................................28 計算過程與計算說明 一、傳動方案擬定 （1） 設計題目：設計一用于帶式運

3、輸機上的一級斜齒圓柱齒輪減速器 （2） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷輕微沖擊；工作年限5年，環(huán)境最高溫度35℃。 （3） 原始數據：運輸帶工作拉力 F=620N；帶速V=1.6m/s〔允許運輸帶速度誤差為±5%〕；滾筒直徑D=260mm。 一：傳動方案擬定〔已給定〕 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，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可采用V帶這種簡單的結構，并且價格廉價，標準程度高，大幅度降低了本錢。 二、電動機選擇 1、電

4、動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機，電壓380V 2、電動機功率選擇： 〔1〕電動機工作所需的有效功率為 P= FV/1000=620× 〔2〕傳動裝置的總功率： 帶傳動的效率η帶 齒輪傳動效率η齒輪 聯(lián)軸器效率η聯(lián)軸器 滾筒效率η滾筒 軸承效率η軸承 η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒 ×2××× 〔3〕電機所需的工作功率： Pd= P/η總 n=60×1000×v/πD=〔60×1000××260=118r/min 按手冊推薦的傳動比合理X圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比X圍i1=3～5。取V帶傳動比i2 =2～

5、4，如此總傳動比理時X圍為i∑=6～20。故電動機轉速的可選X圍為nd=i∑×nw=〔6～20〕×118=708～2360r/min 根據Po選取 電動機的額定功率Ped 查手冊得Ped 選電動機的型號：Y 100L-5 如此 n滿=940r/min 三、計算總傳動比與分配各級的傳動比 工作機的轉速n=60×1000v/(πD) =60×1000××260 i總=n滿 查表取i帶=2 如此 i齒 四、運動參數與動力參數計算 1、計算各軸轉速 n0=n滿 =940(r/min) nI=n0/i帶=940/2=470〔r/min〕

6、 nII=nI/i齒=470/4.00=117.5(r/min) nIII=nII=117.5(r/min) 2、 計算各軸的功率〔KW〕 P0=Pd PI=P0×η帶=× PII=PI×η軸承×η齒輪×× PIII=PII×η聯(lián)×η軸承×× 3、 計算各軸扭矩〔N·mm〕 T0=9550P0/n0=9550×/940=N·m TI=9550PI/nI=9550×/470= N·m TII=9550PII/nII =9550×/= N·m TIII =9550PIII/nIII =9550× N·m 五、齒輪傳動的設計計算 〔1〕選擇齒輪材料與精度等級 參

7、考表6-2初選材料。小齒輪選用45Cr,齒面硬度為217~286HBW。大齒輪選用45鋼，齒面硬度197~286HBW；根據小齒輪齒面硬度247HBW和大齒輪齒面硬度217HBW,按圖10-21a線查得齒面接觸疲勞極應力為：限 σHlim1 =693MPaσHlim2=566 Mpa 按圖10-20b線查得輪齒彎曲度疲勞極限應力為：σEF1 =586Mpa σEF2=426 Mpa 按圖10-20c查得接觸壽命系數KHN1=1.02 KHN2 按圖10-20c查得彎曲壽命系數YN1 N1=60rn1tn=60×1×(940/2)×5×300×16=×10 8 ×10 8 根

8、據要求取安全系數S=1 [σH1]=(KHN1×σHlim1×693) =706.86 MPa [σH2 ]=( KHN2×σHlim2)/S=(1. 1×566)=MPa (2) 按齒面接觸疲勞強度設計 由d1≥2.23[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 確定有關參數如下 可用齒數比： 根據齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承間為對稱布置 由表10-7取φd 1) 轉矩T1 T1×10 5P/ n ×10 5× =·m2) 2) 載荷系數k 3〕由表10-6得材料的彈性影響系數ZE

9、 d1≥2.32[(KT1/φd)(u+1/u)(ZE /σH) 2 ] 1/3 ×22960.64 / 1.1 ) ( 4.00 + 1 / 4.00 ) ( 189.9/706.86 ) 2 ] 1/3 (3) 確定齒輪傳動主要參數與幾何尺寸 中心距a=〔1+u〕d1/2=〔1+4.00〕× 取a=115mm 取標準m=2 取β=15° Z1 =d1cosβ° 取Z1=23如此Z2=u Z1=×22=92 取Z2=95 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=2/2(23+95) cos15°=115 a=115符合要求 實際傳動比u0=

10、 Z2/Z1 傳動比誤差 (u0×100%=3.25%<5%(允許) 螺旋角β=arccos m〔Z1＋Z2/2a =arccos2×〔23+95〕/2×120° 滿足8°~20°內，適宜 確定有關參數和系數 分度圓直徑:d1=mZ1 /cosβ×° d2= m Z2 / cosβ×° 齒頂高ha=h*am=1× 齒根高hf=(h*a+c*) =(1+0.25)× 齒全高 h= ha+ hf 齒頂圓直徑da1=d1+2ha =46.78+2× da2=d2+2ha =193.22+2× 齒根圓直徑df1=d1-2hf =46.78- 2× df2=d2

11、-2hf 齒寬：b=φdd2× 取b1=51mm b2= b1+(5~10)mm=56mm (4)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/〔60×××470/〔60× 齒輪傳動精度等級為9級 (5)齒輪彎曲強度設計計算 z1=23, z2=95, zv1=23/cos° zv2=95/cos° 由圖11-8得： YFa1=2.78, YFa2 由圖11-9得： YFs1=1.58, YFs2 YFa1YFs1/[]F1×1.58/328.16=0.0134>YFa2YFs2/[]F2× 故應對大齒輪進展彎曲強度計算。 H=zEzHzβ[2KTI〔u+1)/(

12、bd12u)]1/2××× 0.767=374.5<693MPa 齒輪的彎曲疲勞強度足夠 六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算 由于設計的是一級減速器的輸入軸，旋轉方向假設左旋，屬于一般軸的設計問題，選用45鋼 調質處理 硬度217~255HBW 查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力[σ1]=60Mpa 1、 估算軸的根本直徑 1，PIIII TII=86970N·mm 2,求作用在齒輪上的力 3,初步確定軸的最小直徑 根據表15-3，取C=105 從動軸：d≥C(PII/nII) 1/3=105(1.07/117.5) 1/

13、3 =21.93考慮有鍵槽,將直徑增大5% 如此 ×(1+5%)mm=23.02mm 取d=24mm 4,同時選用聯(lián)軸器型號 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，如此 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm故取軸的最小徑，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 5,設計軸的結構 由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器，為了滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸 1段的左端需要制出一軸肩，故取軸

14、2段直徑；右端用軸端擋圈定位，取軸端擋圈直徑D=30mm。聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為了保證軸端擋圈壓在軸端上，取軸1段的長度 6,初步選定滾動軸承 ,由軸承產品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為故軸3段直徑d3=d7=30mm，，左端軸承采用軸肩進展軸向定位，由手冊上查得30306型軸承的定位軸肩高度h=3mm，因此，取d6=36mm 7,取安裝齒輪的軸段的直徑d4=34mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，

15、軸環(huán)處的直徑d5=40mm。軸環(huán)寬度，取 8,取軸承端蓋的總寬度為10mm。根據軸承端蓋的拆裝與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器左端面的距離l=15mm 故取 〔9〕取齒輪距離箱體之間的距離a=15mm，滾動軸承距離箱體一段距離s=5mm，滾動軸承寬度T=20mm如此 低速軸的尺寸根本確定 (10)軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為28mm 〔11〕確定軸上圓角和倒角 取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, 〔12

16、〕按彎扭合成強度校核軸徑 畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖 ①作水平面內的彎矩圖。支點反力為 1-1截面處和2-2截面處的彎矩 ②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力 1-1截面左側彎矩為 1-1截面右側彎矩為 2-2截面處的彎矩為 ③作合成彎矩圖 1-1截面 2-2截面 ④作轉矩圖 ⑤求當量彎矩 因減速器單向運轉,修正系數 ⑥確定危險截面與校核強度 截面1-1、2-2所受的轉矩一樣，但彎矩，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核 1-1截面 2-2

17、截面 又因為許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 ⑦繪制軸零件圖，按比例繪制示意圖： 主動軸的設計 (1)求高速軸上的轉矩T (2)求作用在齒輪上的力 〔3〕選擇軸的材料，確定許用應力 由條件知減速器傳遞的功率屬于小功率，對材料無特殊要求，應當選用45鋼并經調質處理。查課本表10-1得強度極限，再由表15-1得許用彎曲應力 〔4〕按扭轉強度估算軸徑 根據表15-3查得得 因為鍵槽的存在，所以將直徑增大5% 如此同理從動軸 查手冊取。L11-3=46。 帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊取，L2=4

18、0。 段裝配軸承且，所以查手冊。選用30307軸承。 L3=B++5=21+15+5-2=39。 〔7〕取安裝齒輪的軸段的直徑mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為45mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取h=3mm，軸環(huán)處的直徑d5=46mm。軸環(huán)寬度，取 取,有一軸肩定位軸承, 高速軸的尺寸根本確定 (10)軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。 查課本表6-1得1段軸的鍵槽，4段軸的鍵槽，鍵的長度均為鍵1為36mm,鍵2為32mm 〔11〕確定軸上圓角和倒角

19、 取軸端倒角為，圓角半徑分別為1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm, 〔12〕按彎扭合成強度校核軸徑 畫出軸的受力圖、水平面的彎矩、垂直面內的彎矩，并作出彎矩圖 ①作水平面內的彎矩圖。支點反力為 1-1截面處和2-2截面處的彎矩 ②作垂直平面內的彎矩圖，支點反力 1-1截面左側彎矩為 1-1截面右側彎矩為 2-2截面處的彎矩為 ③作合成彎矩圖 1-1截面 2-2截面 ④作轉矩圖 ⑤求當量彎矩 因減速器單向運轉,修正系數 ⑥確定危險截面與校核強度 截面1-1、2-2所受的轉矩一樣，但彎矩

20、，并且軸上還有鍵槽，故1-1可能為危險截面。但由于也應該對截面2-2校核 1-1截面 2-2截面 由表15-1得許用彎曲應力，滿足條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定裕量。 七、滾動軸承的設計計算 ①根據軸承型號30306查設計手冊取軸承根本額定動載荷為：C=59000N；根本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以估算： 如此軸有向左竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松

21、 ④求軸承擔量動載荷 查課本表13-5得徑向載荷系數和軸向載荷系數 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得如此 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 2、高速軸軸承的校核 ①根據軸承型號30307查設計手冊取軸承根本額定動載荷為：C=75200N；根本額定靜載荷為： ② 求兩軸承受到的徑向載荷 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。有力分析可知： ③求兩軸承的計算軸向力 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，Y由設計手冊查得為1.9，因此可以

22、估算： 如此軸有向右竄動的趨勢，軸承1被壓緊，軸承2被放松 ④求軸承擔量動載荷 查課本表13-5得徑向載荷系數和軸向載荷系數 軸承1 軸承2 因軸承運轉中有輕微沖擊,查課本表13-6得如此 ⑤ 驗算軸承壽命 因為,所以按軸承1的受力大小驗算 選擇軸承滿足壽命要求. 八、鍵聯(lián)接的選擇與校核計算 1、主動軸d≥28mm,考慮到鍵在軸中部安裝，應當選鍵8×30GB/T1096-1990,b=8mm, L=32mm,h=8mm,t=4mm,k=h-t=4mm, 選擇45鋼，許用擠壓應力 [σ]p=100MPa σp=2T/dkl

23、=2×/28×4×32 =Mpa<[σR](100Mpa) 如此強度足夠，合格 2、從動軸d≥24mm,考慮到鍵在軸中部安裝，應當選鍵8×80GB/T1096-1990,b=8mm, L=80mm,h=7mm,t=4mm,k=h-t=3mm, 選擇45鋼，許用擠壓應力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2×86970/8×3×80 =Mpa<[σR](100Mpa)如此強度足夠，合格 3從動軸與齒輪聯(lián)接處d=50mm,考慮鍵槽在軸中部安裝，應當選鍵16×50 GB/T1096-1990, b=16mm,L=50mm,h=9mm,t=5.5mm, k=h-t=3.

24、5mm, 選擇45鋼，許用擠壓應力[σ]p=100MPa σp=2T/dkl=2×86970/58××50 =Mpa<[σR](100Mpa)如此強度足夠，合格 九、聯(lián)軸器的選擇： 聯(lián)軸器的計算轉矩，查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取，如此 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N.mm。半聯(lián)軸器的孔徑=24mm 十、減速器的潤滑和密封 1、潤滑 因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。 2、 須知事項 （1

25、） 潤滑油中加抗氧化劑。 （2） 齒輪浸油深度h1=1~2個齒高。 (3)齒頂線到箱底的距離h2>30~50mm (4)每千瓦功率的油池體積為0.35~0.7L. 4、? 密封方法 〔1〕選用嵌入式端蓋易于調整，內圈采用封油圈進展密封； 〔2〕油尺處以與排油孔處用石棉膠紙密封； ( 3 ) 視孔蓋處用石棉橡膠紙密封. 十一、參考文獻 《機械設計根底》〔第五版〕楊克楨 程光蘊 李仲生 《機械設計課程設計》 王慧 呂宏 F=620N D=260mm

26、 η總 Pd 電動機型號 Y 100L-5 Ped i總 i帶=3 i齒 no=940 r/min nI =470r/min nII nIII Po=1.18 KW PI PII PIII T0=N·m TI=N·m TII=N·m TIII=84.53N·m αHlim1=693Mpa αHlim2=566Mpa σEF1 =586Mpa σEF2=426 Mpa ×10

27、8 ×10 8 S=1 [σH1 [σH2 i齒 T1·m β=15° a=115mm Z1=23 Z2=95 β=° d1=mm d2=mm ha=2.0mm hf=mm h=mm da1=mm da2=mm df1=mm df2=mm b1=51mm b2=56mm 選取9級 zE zH σH ZV1 ZV2 [σ1]=60Mpa

28、 TII=N·m d2 Ft Fr Fa d=24mm Ka= Tca=113061mm d=24mm d1=24mm L=52mm L1=38mm d2=28mm D=30mm l1=36mm d3=d7=30mm d6=36mm d4=34mm d5=40mm l7= h=3mm l4=36mm l5=6mm l=15mm l2=25mm l3=44mm l6=8mm

29、 d1=28mm L1=46mm。 d2= 33mmL2=40mm d3=35mm，L3=39mm d4=40mm L4=43mm d5=46mm L5=6mm d6=43mm L6=14mm d7=35mm L7=23mm

30、 C=59000N C=75200N b=8mm, L=32mm, h=8mm, t=4mm,

31、 k=4mm, σp =Mpa b=8mm, L=80mm, h=7mm, t=4mm, k=3mm, σp =Mpa b=16mm, L=50mm, h=9mm, t=5.5mm, σp= Mpa · 30 / 30