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一级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书


计算过程及计算说明
一、传动方案拟定 题目: 题目:设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器 (1) 工作条件:皮带式输送机单向运转,有轻微的振动,两班制工作,使用年限 5 年, F= V= D=

结 果

输送机带轮轴转速的允许为±5%。小批量生产,每年工作 300 天。 (2) 原始数据:输送带拉力 F=1100N;带速 V=1.5m/s;滚筒直径 D=250mm。 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(工作要求:连续工作机器) 2、电动机功率选择: (1)传动装置的总功率:

η 总=η 带×η4 齿轮轴承×η 齿轮×η 联轴器=0.85

(2) 电机所需的工作功率: P d =FV/1000η 总=1100×1.5/1000×0.85=1.94KW 3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n 筒=60×1000V/πD=60×1000×1.5/π×250=114.65r/min

n 滚筒
=114.65r\min

按课程设计任务书推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 Ia=2~4。 η 总=0.85 取 V 带传动比 I0=2~4,则总传动比理时范围为 I’a=4~16。故电动机转速的可选范围为 nd=I’a×n 筒=(4~16)×114.65=458.6~1834.4r/min,符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min、和 1500r/min。 根据容量和转速,由指导书附表 9—39 查出有三种适用的电动机型号,其技术参数及传动比的 比较情况见下表: 表 1 传动比方案 Pd=1.94KW

电动机转速(r/min) 传动比方 电动机型号 额定功率 (KW) 同步 案 转速 转速 满载

1 2

Y160M1-8 Y132M1-6

4 4

750 1000

720 960

-1-

3

Y132M-4

7.5

1500

1440

4、确定电动机型号 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 重量以及带传动和减速器的传动比, 可知方 3-比较合适 (在 满足传动比范围的条件下,有利于提高齿轮转速,便于箱体润滑设计)。因此选定电动机型号为 Y132M-4,额定功率为 Ped =7.5KW,满载转速 n 电动=1440r/min。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比:i 总=n 电动/n 筒=1440/114.65=12.56 2、分配各级传动比 (1) 据指导书 P7 表 1,取齿轮 i 齿轮=6(单级减速器 i=3~6 之间取 3.15、3.55、4、 i 总=12.56 i 齿轮=6 i 带=2.093 电动机型号 Ped=7.5KW n 电动=1440 r/min

4.5、5、5.6 合理,为减少系统误差,取整数为宜) (2) ∵i 总=i 齿轮×i 带

∴i 带=i 总/i 齿轮=12.56/6=2.093 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n
电动/

nI=688r/min nII=114.7r/min

i 带=1440/2.093=688r/min PI=1.8624kw PII=1.752kw

nII=nI/ i 齿轮=688/6=114.7r/min 2、计算各轴的功率(KW) PI=Pd×η 带=1.94×0.96=1.8624kw PII=PI×η 齿轮轴承×η 齿轮=1.8624×0.98×0.96=1.752kw 3、计算各轴扭矩(N·mm) Td = 9550×Pd / n 电动=9550×1.94×1000/1440=12865.97N.mm TI=9550×PI/nI=9550×1.8624×1000/688=25851.63N.mm TII=9550×PII/nII=9550×1.752×1000/114.7=145872N.mm 五.传动零件的设计计算 1.皮带轮传动的设计计算 (1)选择普通 V 带截型 由课本 P156 页表 8-7 得 Ka=1.2 Pca=KaPd=1.2×1.94=2.328KW 由图 8-11 得:应选用 A 型 V 带 m

Td=12865.97 TI=25851.63N. mm TII=145872N.m

-2-

(2)确定带轮基准直径,并验算带速 由表 8-6,8-8 得,小带轮基准直径为(dd)min=50mm 取 dd1=90mm>50mm dd2=n1/n2*dd1=3*90=270mm 根据表 8-8 取整为 dd2=280mm (3)验算带速 V 由 V=πdd1n1/60×1000=6.79m/s 因为 5m/s<V<30m/s 故带速合适

(4) 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld 根据式 0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)得 259<a0<740 初始中心距 ao=500mm 由(4-21)计算 V 带的基准长度 Ld0=2ao+π/2(da1+da2)+(da2-da1)/4ao=1599.24mm 由表 8-2 选带的基准长度 Ld=1600mm 实际中心距 a=ao+(Ld-Lo)/2=500.38mm 中心距范围:amin=476mm (5)验算小带轮包角 a1 a1=180°-(dd2-dd1)57.5°/a=158°>90° (6)计算带的根数 amax=548mm

五、标准直齿圆柱齿轮传动设计计算 标准直齿圆柱齿轮传动设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级和齿数 考虑减速器传递功率不大,按课本 P191 表 10-1 及 10-4 选,以齿轮采用软齿面。小齿轮选 用------钢,表面淬火,齿面硬度为------。大齿轮选用------钢,表面淬火,齿面硬度------; 一般齿轮传动,选用------级精度。齿面精糙度 Ra≤1.6~3.2?m。取小齿轮齿数 Z1=------。

-3-

则大齿轮齿数:Z2= i 齿 Z1=5×------= (2)按齿根弯曲疲劳强度设计 由课本 P216 式(10-17)mn≥12.4 (kT1/φdZ12 ×YFS/ [σFP]) 1/3 确定有关参数如下: 载荷系数 k 由课本 P196 取 k=------初选螺旋角 β=-----小齿轮传递扭矩 T1 T1=9550×P1/n1= 由教材表 10-7 取齿宽系数 φd= k= β= T1= φd= i 齿= Z1= Z2=

齿根弯曲疲劳极限 σFlim,由课本 P207 图 10-20 查得: σFlim1=------Mpa 许用弯曲应力 σFP [σFP1]=1.4σFlim1=------Mpa 计算当量齿数 Zv [σFP2]=1.4σFlim2=------Mpa Zv2=Z2/cos3β= σFlim2=------Mpa

Zv1=Z1/cos3β=

[σFP1]= [σFP2]=

复合齿形系数 YFS :YFS1=, YFS2= YFS1/ [σFP1]= 计算法面模数得: mn≥12.4 (kT1/φdZ12 ×YFS/ [σFP]) 1/3 = 按机械设计手册,取 mn=------mm (3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 计算中心距:a=mt(Z1+Z2)/ 2= mn(Z1+Z2)/ 2 cosβ= 圆整 a=------mm 精确计算螺旋角 β β=arccos mn(Z1+Z2)/2a= YFS2/ [σFP2]=

YFS1= YFS2= YFS1/ [σFP1]>YFS2/ [σFP2]

mn ≥ mn=

计算分度圆直径 d1=mtZ1= mn Z1 / cosβ= d2= mtZ2= mn Z2 / cosβ= 计算齿宽 b2=b=φd×d1= b1=b2+(5~10)mm= a=

轮齿的受力分析: Ft=2T1/d1= Fa=Ft tanβ= Fn=Ft/cosɑncosβ= 验算齿轮圆周速度 V 齿=πd1n1/60×1000= Fr=Ft tanɑn/cosβ= β= d1= d 2= b 2=

-4-

由课本 P197 表 10-4 选齿轮传动精度等级 8 级合宜 (4)校核齿面接触疲劳强度 由课本 P201 式(10-6)得 σH=20.8×103ξE [kT1/bd12×(i 齿+1/ i 齿)]1/2≤[σHP] 确定有关参数和系数 传动尺寸影响系数 ξE 齿轮接触疲劳极限 σHlim 查机械设计手册 ξE=1 由课本 P209 图 10-21 查得:

b 1=

Ft= Fr= Fa= Fn=

σHlim1=------Mpa σHlim2 =------Mpa 许用接触应力 σHP [σHP1]= 0.9σHlim1 =------Mpa [σHP2]= 0.9σHlim2 =------Mpa 校核计算 σH=20.8×103ξE [kT1/bd12×(i 齿+1/ i 齿)]1/2 六、减速器的润滑 (1)齿轮的润滑 V 齿=------m/s<------m/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 ------mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离 H=------mm。 (2)滚动轴承的润滑 由于轴承周向速度为------m/s<------m/s,所以采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘 (3)润滑油的选择 [σHP]=[σHP2]= 由机械设计手册,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 ------润滑油。轴承选用------号通用锂基润滑脂。 (4)密封方法的选取 [σHP] 选用凸缘式闷盖易于调整,采用毡圈密封圈实现密封。 安全 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 七、轴的设计计算 1)输入轴的设计计算 ) 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入轴,旋转方向假设左旋,属于一般轴的设计问题,选用------钢, 齿轮润滑:选用 硬度------,抗拉强度 σb=------Mpa,弯曲疲劳强度 σ-1=------Mpa。[σ-1]= ------Mpa ------润滑油 2、估算轴的基本直径 轴承润滑:选用 根据机械设计手册,取 A=110 d≥A (PI/ n1)1/3= ------号通用锂基润 滑脂 ------Mpa σH=------Mpa≤ ξE = V 齿=

-5-

考虑有键槽,将直径增大 5%,则 d1=------×(1+5%)mm= ∴由机械设计手册选 d1=------mm 2)输出轴的设计计算 ) 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入轴,属于一般轴的设计问题,选用------钢,硬度------,抗拉 强度 σb=------Mpa,弯曲疲劳强度 σ-1=------Mpa。[σ-1]= ------Mpa 2、估算轴的基本直径 根据机械设计手册,取 A=105 d≥A (PⅡ/ nⅡ)
1/3

σb= σ-1= [σ-1]=

=

考虑有键槽,将直径增大 5%,则 d2=------×(1+5%)mm=------mm ∴由机械设计手册选 d2=------mm

九、滚动轴承的选择 根据条件,轴承预计寿命 d 1= L=5×365×24=43800 小时 (1)输入轴轴承的选择 ) 由题目工作条件查课本 P320 表 13-4 和 13-5 选择载荷系数 fP=------,温度系数 ft=-----已知轴颈 d1=------mm,转速 n1=------r/min,初选 7305B 型角接触球轴承,基本额定动载 荷 Cr=------ kN,基本额定静载荷 Cor=------kN,e0=------。 (2)、输出轴轴承的选择 ) 输出轴轴 由题目工作条件查课本 P320 表 13-4 和 13-5 选择载荷系数 fP=------,温度系数 ft=-----已知轴颈 d2=------mm,转速 n2=------r/min,初选------型角接触球轴承,基本额定动载荷 Cr=------kN,基本额定静载荷 Cor=------kN,e0=------。 σb= σ-1= [σ-1]=

十、联轴器的选择 联轴器的选择 已知输出轴轴径 d2=------mm,PⅡ=------KW,nⅡ=------r/min。因为是减速器低速轴 和工作机轴相连的联轴器,转速低,传递转矩较大,根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式 凸缘联轴器,根据输出轴轴径,拟选 YL7 型凸缘联轴器,由课本 P352 公式计算扭矩为: KT=------×9550×------/------=-----因 Tn=------ N·m<Tc=------N·m,所以选------型凸缘联轴器,Tn=------ N·m> Tc=------N·m,轴端直径------mm,采用内嵌套筒方式衔接输出轴(d1=------mm)。 十一、 十一、轴的强度计算

d 2=

Cr=

-6-

3、轴的结构设计

Cor= e 0=

Cr= Cor= e 0=

(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,齿轮左面由轴肩定位,右面用 套筒轴向固定,靠平键和过盈配合实现周向固定。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位,靠过 盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现 轴向定位和周向固定。 (2)确定轴各段直径和长度 工段:d2=------mm 长度取决于联轴器结构和安装位置,根据联轴器计算选择,选取------

型------型凸缘联轴器 L1=------mm。 ∵h=(2~3)c 查机械设计手册,取 c=1.5mm

II 段:d2=d1+2h=------+2×(1~3)×1.5=------mm ∴d2=------mm 初选用------型角接触球轴承,其内径为------mm,宽度为------mm。(转入输出轴轴承选择 计算) 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁 距离一致,(L 轴 1=L 轴 2)取套筒长为------mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并 考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为------mm,安装齿轮段长度应比 轮毂宽度小------mm,故 II 段长: L2= III 段直径 d3=d2+2h= L3=b2-2= Ⅳ段直径 d4= d3=d2+2h=

-7-

长度与右面的套筒相同,即 L4=------mm 考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由机械设计手册得安装尺 寸 da=------mm,该段直径应取:d5=------mm。因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为 ------mm。 转入联轴器计算环 Ⅵ段直径 d6=------mm. 长度 L6=------mm 节 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L= (3)按弯矩复合进行强度计算 已知分度圆直径 d2=------mm,TII=------N·m Ft=------KN,Fr=------KN Fa=------KN,Fn=------KN 求径向力 Fr351°=------ N 因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=------mm (1)绘制轴受力简图(如图 a) (2 绘制水平面弯矩图(如图 b) L2= d 3= L3= d 4= L4= d 2= L1=

d 5=

L= d2= T2= Ft= Fr= FX= 轴承支反力: RHA= RHB = Ft/2=------N 由两边对称,知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在水平面弯矩为 MHC= RHA L/2= -8LA=LB=

(3)绘制垂直面弯矩图(如图 c)(左旋) RVA= Fr/2+FXd1/2 L= RVB = Fr/2-FXd1/2L= 截面 C 左侧的弯矩为 MVC1= RVA L/2= 截面 C 右侧的弯矩为 MVC2= RVB L/2= (4)绘制合成弯矩图(如图 d) 截面 C 左侧的合成弯矩为 MC1=(MHC2+MVC12)1/2= 截面 C 右侧的合成弯矩为 MC2=(MHC2+MVC22)1/2= (5)绘制扭矩图(如图 e) 转矩:T=9.55×(P1/n1)×106= (6)按弯扭合成进行强度计算 由机械设计手册 按脉动循环:α=-----d≥[10(Mc2+(αT) 2)1/2/[σ-1]]1/3= ∵d3=------mm≥d ∴该轴强度足够。 (7)进行疲劳强度安全系数校核 齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中,所受载荷较大,应对其进行疲劳强度安全系数校核。 截面有关系数: ψτ=0.1(属中碳钢) κσ=1(键槽中段处) κτ=1.523 Kσ=2.906 Kτ =2.145(由机械设计手册,按配合 H7/r6 查得) W=πd3/32=------mm3 WT=2W=------mm3 [S]= ------ (由机械设计手册查得) MVC1= MVC2= RVA= RVB = MHC=

S=σ-1/[( KσM/W)2+0.75[(Kτ+ψτ)T/ WT] 2]1/2 S>[S] =------,轴的强度满足要求。 十二、 十二、轴承校核计算 假设轴承仅受径向载荷 R1 和 R2,由斜齿齿轮受力分析公式可得: Ft=2000T1/d1= MC1= MC2=

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Fr=Fttgat= Fttgan/cosβ= FX=Fttgβ= 1)求两轴承的径向载荷 R1、R2 因轴承对称齿轮分布,故 R1=R2=Fr/2=------N 2)求两轴承的轴向载荷 A1、A2 两轴承反向排列且满足 Fx+S2>S1,由课本公式得 A1= Fx+S2 A2= S2 估算:假设 e0=0.47,由课本表 15-4 得 A/Cor=0.12, 计算 A1= Fx+S2=------N, A2= S2=------ N A1/Cor=,A2/Cor= 逼近: 用插值法求当 A1/Cor=------时对应的 e=------,取 e0=------ A/Cor=-----A1/Cor= 故取 e1=-----S2= e0×R2 d≥ d3=------≥d 该轴强度足够

同理插值取 e2=------ A/Cor=------得 A2/Cor= 3)计算轴承的当量动载荷 P1、P2 A1/R1=, 由机械设计手册机械设计手册查得 X1=------,Y1=-----P1=fP(X1 R1+Y1 A1)= A2/R2= 查得 X2=------,Y2=-----P2=fP(X2 R2+Y2 A2)=------P1>P2 取 P= P1=------4)计算轴承寿命 Lh ,取 ε=3(球轴 承)得 Lh = 16667 /n(ftCr/P)3= 十三、 十三、键的选择与强度计算 Ft= Fr= FX= R1=R2= S>[S],轴的强度 满足要求

由于齿轮和轴材料均为钢,故取[σP]=100Mpa 1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接 轴径 d1=------mm,L1=------mm 查课本 P106 表 6-1 得,选用------型平键,得:b=------mm,h=------mm,键长范围 L=------mm。 键长取 L=L1-(5~10)=------mm。键的工作长度 l=L-b=------mm。 - 10 -

强度校核:由 P106 式 6-1 得 σp=4T1/dhl= 所选键为:键 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d3=------mm,L3=------mm 查课本 P106 表 6-1 得,选用 A 型平键,得:b=------mm,h=------mm,键长范围 L=------mm。 键长取 L=L-(5~10)=------mm。键的工作长度 l=L-b=------mm。 强度校核:由 P106 式 6-1 得 σp=4T1/dhl=所选键为:键-----3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d3=------mm,L3=------mm 查课本 P106 表 6-1 得,选用------型平键,得:b=------mm,h=------mm,键长范围 L=------mm。 键长取 L=L3-(5~10)=------mm。键的工作长度 l=L-b=------mm。 强度校核:由 P106 式 6-1 得 σp=4T2/dhl= 选轴承型号为-----所选键为:键-----4、输出轴与联轴器联接用平键联接 轴径 d1=------mm,L1=------mm 查课本 P106 表 6-1 得,选用------型平键,得:b=------mm,h=------mm,键长范围 L=------mm。 键长取 L=L1-(5~10)=------mm。键的工作长度 l=L-b=------mm。 强度校核:由 P106 式 6-1 得 σp=4T2/dhl= 所选键为:键-----十四、 十四、减速器箱体设计 由机械设计手册查得 机座壁厚:δ=0.025a+1=------取δ=------mm 机盖壁厚:δ1=------mm 机座凸缘厚度:b=1.5δ 型 Lh =------> L=-----e 1= A1= e 2= A2=

P=

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机盖凸缘厚度:b1=1.5δ1 机座底凸缘厚度:b2=2.5δ 地脚螺钉直径:df=0.036a+12= 地脚螺钉数目:n= 轴承旁连接螺栓直径:d1=0.75 df = 机盖与机座连接螺栓直径:d2=(0.5~0.6)df= 连接螺栓 d2 的间距:l= 轴承端盖螺钉直径:d3=(0.4~0.5)df= 窥视孔盖螺钉直径:d4=(0.3~0.4)df= 定位销直径: d=(0.7~0.8)d2= 轴承旁凸台半径:R1=C2= 凸台高度:h=画图时确定 外机壁至轴承座端面距离:l1=δ+C1+C2+(8~12)= 大齿轮顶圆于内机壁距离:Δ1>1.2δ= 齿轮端面与内机壁距离:Δ2>δ= 机盖、机座肋厚:m1≈0.85δ1=------;m≈0.85δ=------mm 轴承端盖外径:D1=d2+(5~5.5)d3= D2=d2+(5~5.5)d3= 轴承端盖凸缘厚度:t=(1~1.2)d3= 轴承旁边连接螺栓距离:s≈D2 尽量靠近,不干涉 Md1 和 Md3 为准 十五、其他技术说明( 十五、其他技术说明(略) 窥视孔盖板 A=------mm, A1=------mm 通气器 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用 M20×1.5 油面指示器 油塞螺钉 启盖螺钉 定位销 吊环 选用游标尺 M16 选用 M16×1.5 选用 M10 选用Φ8 箱体上采用起吊钩结构,箱盖上采用起吊耳环结构 十六、设计小结 1、 设计时优先选择国家标准第一系列的参数;

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2、 为了方便后期润滑方式的设计,电机转速可适当选大一些,经济方面成本也较低。后期计 算轴承只能选择润滑脂润滑,原因是轴承圆周速度小于 4m/s,造成这一现象的原因是电机转速 在传递到轴承之前先经过 V 带一级减速,所以输入轴转速减低。 3、对于斜齿计算,齿轮中心距圆整到以 0 和 5 结尾,然后精确计算螺旋角。 4、 轴的设计计算如果参考书上例题,一定要使小齿轮分度圆直径和输入轴齿轮段轴径满足 e ≥2mt。具体参数可参考指导书 P69 页说明。否则轴的结构、材料将发生改变。 5、 轴承选择应先于轴的强度校核,直齿推荐采用深沟球轴承,斜齿推荐采用角接触球轴承, 验算寿命足够后方可选取轴承尺寸参数代入后期计算。 6、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接的计算中出现键长较小,强度不能满足的情况,究其原因在 于 L3 值取值太小,为了满足强度, 修改齿宽系数,或者增大齿数,才能增宽大齿轮齿宽,这 点须注意反复调整。 十七、参考资料 [1]《机械设计》,高等教育出版社,西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著,2006 年 5 月第八版; [2]《机械设计课程设计指导书》,高等教育出版社,李平林,黄少颜等主编, 2009 年 5 月第二十九版。 [3]《机械设计实用手册》,机械工业出版社,王少怀、徐东安等主编,2009 年 4 月第二版。 [4]《机械设计课程设计图册》,高等教育出版社,李平林,黄少颜等主编, 2009 年 5 月第二十九版。

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