机械设计课程设计-V带--单级斜齿圆柱齿轮减速机.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目： v带单级斜齿圆柱齿轮减速器学院： 信息与工程学院设计者： 学 号： 指导教师： 2011年12月8日目 录一、传动方案拟定1二、电动机选择2三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算5五、传动零件的设计计算6六、传动轴的设计15七、滚动轴承的校核26八、键联接的选择及校核计算28九、联轴器的选择29十、减速器附件的选择30十一、减速器的润滑和密封32十二、参考文献33机械设计课程设计计算说明书 09082619 周攀峰计算过程及计算说明一、 传动方案拟定1、设计要求：（1） 设计题目：带式运输机传动装置的设计（2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室内工作，有粉尘，环境最高温度35；（3） 使用折旧期限：8年；（4） 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（5） 动力来源：电力，三相交流电，电压380v；（6） 原始数据：运输带工作拉力 f=4500n；带速v=1.8m/s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径d=400mm。2、方案拟定（已给定）1）、外传动为v带传动 2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器3）、方案简图如下：.1:v带传动2：一级圆柱齿轮减速器3：卷筒4：运输带5：联轴器6：电动机4）、该工作机载荷较为平稳，v带具有缓冲吸振能力，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用v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。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。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，电压380v2、电动机功率选择：（1） 工作机所需功率为为工作效率（平带无压紧轮开式传动）（2）传动装置的总功率：查机械设计课程设计手册 表1-7得 v带传动的效率（工作机效率）v带=0.98（平带无压紧轮的开式传动） 圆柱斜齿轮传动效率齿轮=0.97 联轴器（弹性联轴器）效率联轴器=0.99 卷筒效率卷筒=0.96 轴承效率轴承=0.99（角接触球轴承）总=v带3轴承齿轮联轴器卷筒 =0.960.9930.970.990.96=0.8587（3）电机所需的工作功率：(4) 确定电动机转速按机械设计课程设计手册表13-2推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮的传动比 35，v带传动24，所以合适的传动比为620。而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000、1500三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表12-1选定电动机型号为y160l-6。电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)y160l-6 11 970 2.0 2.0电动机轴高h 160mm。三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 ：(1).总传动比为 (2).分配传动比 为带轮的传动比为齿轮的传动比考虑润滑条件等因素，初定 四、运动参数及动力参数计算1).各轴的转速 i轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 2).各轴的输入功率 i轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 i轴 ii轴 iii轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名功率p/kw转矩t/(nmm)转速n/(r/min)传动比效率i轴9.6319702.80.9504ii轴9.153346.434.030.9603iii轴8.79085.9610.9801卷筒轴8.61585.96五、传动零件的设计计算1、设计v带和带轮电动机输出功率 ，转速，带传动传动比i=2.8，每天工作16小时。 1).确定计算功率由机械设计表8-7查得工作情况系数，故2).选择v带类型 根据，由机械设计图8-11可知，选用b型带3).确定带轮的基准直径并验算带速(1).初选小带轮基准直径 由机械设计表8-6和8-8，选取小带轮基准直径，而，其中h为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速因为，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径 根据机械设计表8-8，选取，则传动比，从动轮转速 4).确定v带的中心距和基准长度 (1).由式 得 ，取(2).计算带所需的基准长度 由机械设计表8-2选取v带基准长度(3).计算实际中心距 5).验算小带轮上的包角 6).计算带的根数 (1) 计算单根v带的额定功率由和，查机械设计表8-4a得根据，和b型带，查机械设计表8-4b得查机械设计表8-5得，查表8-2长度系数，于是 (2)计算v带的根数 取5根。 7).计算单根v带的初拉力的最小值由机械设计表8-3得b型带的单位长度质量，所以应使带的实际初拉力。 8).计算压轴力压轴力的最小值为 9).带轮的结构设计 小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为17mm，取带轮宽为120mm。5e+2f=5*19+2*11.5=118mm2. 齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数以及初定斜齿轮螺旋角(1)按简图所示的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(3)材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，取=95 齿数比： （5）初定斜齿圆柱齿轮传动的螺旋角，法向压力角2、初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 3、 确定公式内的各计算数值（1）、试选载荷系数。（2）、计算小齿轮传递的转矩 （3）、 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置由机械设计表10-7选取齿宽系数。（4）、由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数。（5） 、由机械设计图10-30查得区域系数（6）、由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（7）、计算应力循环次数： （8）、由机械设计图10-26查得，则（9）、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；。（10）、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数s=1 许用接触应力：4、计算（1）.试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 (2).计算圆周速度。 (3).计算齿宽。(4).计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 (5).计算纵向重合度：（6）.计算载荷系数k 根据，7级精度，=1，b=76.0118机械设计图10-8查得动载系数；由机械设计表10-3查得 斜齿轮，； 由机械设计表10-2查得使用系数； 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、软面小齿轮，对称布置，； 由，查机械设计图10-13得 故载荷系数（6）.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7）.计算模数 5、按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 （1）.确定公式内的各计算数值1）.由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）. 根据，由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数，；3).计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数 s=1.4，有 4).计算载荷系数； 6).根据纵向重合度 从图10-28查得螺旋角影响系数 7).查取齿形系数； 由机械设计表10-5查得； 8).查取应力校正系数；由机械设计表10-5查得； 9).计算大、小齿轮的并加以比较； 大齿轮的数值较大。 10).设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.207圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。(4).几个尺寸计算1.计算分度圆直径 2.计算中心距 3.计算齿轮宽度 取b=85mm取，。(5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图10-39荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。六、传动轴的设计 （一）、低速大齿轮轴设计1.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，2.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 而 3.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用lx4型弹性柱销联轴器，其公称转矩。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度4.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取角接触球轴承7213ac，其尺寸为，故； b=23mm，。右端角接触球轴承采用轴肩进行轴向定位。轴肩高度，取h=6mm， 3).取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为85mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).凸缘式轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。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间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 根据齿轮对称布置 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(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。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，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额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角，各轴肩处圆角半径详见零件图。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7213ac型角接触球轴承，由机械设计课程设计手册表6-6中查得。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算处的截面c处的、及的值列于下表。载荷 水平面h 垂直面v支反力弯矩总弯矩 ，扭矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表15-1查得因此，故安全。7.绘制轴的工作图，如下：(二).高速小齿轮轴的设计1.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，求作用在齿轮上的力2. 因已知高速小齿轮的分度圆直径 而 3.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计表15-3，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。4.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； iii-iv段安装轴承。 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7210ac，其尺寸为，故；而。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度， 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离，故。 5).参照低速大齿轮轴参数，取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 根据齿轮对称布置，, 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角。5.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7208ac型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算处的截面c处的、及的值列于下表。载荷 水平面h 垂直面v支反力弯矩总弯矩 ，扭矩6.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表15-1查得因此，故安全。七、滚动轴承的校核轴承的预计寿命1、 计算输入轴承查机械设计课程设计手册表6-6得角接触球轴承7208ac的基本额定动载荷,基本额定静载荷 , (1).已知，两轴承的径向反力 （2）.计算两轴承的计算轴向力和对于角接触球轴承7008ac，按机械设计表13-7，轴承派生轴向力，所以， 由于 ，则有 ， (3)计算轴承当量动载荷和.因为：，且由上可知 查机械设计表13-5 由于，故; ,故 查机械设计表13-6，根据轴承所受载荷性质，取，则 (4).轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取， 查手册得7208ac型角接触球轴承的，则 故满足预期寿命。 2. 计算输出轴承查机械设计课程设计手册表6-6得角接触球轴承7213ac的基本额定动载荷,基本额定静载荷 , (1).已知，两轴承的径向反力 （2）.计算两轴承的计算轴向力和对于角接触球轴承7213ac，按机械设计表13-7，轴承派生轴向力，所以， 由于 ，则有 ， (3)计算轴承当量动载荷和.因为：，且由上可知 查机械设计表13-5 由于，故; ,故 查机械设计表13-6，根据轴承所受载荷性质，取，则 (4).轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取， 查手册得7208ac型角接触球轴承的，则 故满足预期寿命。 八、键联接的选择及校核计算1.带轮与输入轴间键的选择及校核由高速小齿轮轴（输入轴）设计数据可知：带轮与轴的周向定位采用圆头平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。现校核其强度： ， 查手册得，因为，故键符合强度要求。2.输出轴与齿轮间键的选择及校核由低速大齿轮轴（输出轴）设计数据可知：齿轮周向定位采用圆头平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为现校核其强度：，,轴径， 查手册得，因为，故键符合强度要求。3.输出轴与联轴器间键的选择及校核由低速大齿轮轴（输出轴）设计数据可知：半联轴器与轴的周向定位采用平头平键连接，选用平键为，现校核其强度： ，, 查手册得，因为，故键符合强度要求。九、联轴器的选择由上设计选用lx4型弹性柱销联轴器，其公称转矩，许用转矩。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装卸方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器 公称转矩： 计算转矩： 计算转矩小于许用转矩，故合用。十、减速器附件的选择1.减速器箱体设计机座壁厚：=0.025a1=0.0251551=4.875取=8mm机盖壁厚：1=8mm机座凸缘厚度：b=1.5=12mm机盖凸缘厚度：b1=1.51=12mm机座底凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺钉直径：df=0.036a12=17.58mm18mm地脚螺钉数目：n=4轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =16mm机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=10mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=8mm窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=6mm定位销直径： d=（0.70.8）d2=8mm轴承旁凸台半径：r1=c2=20mm外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=9.6mm齿轮端面与内机壁距离：2=8mm机盖、机座肋厚：m10.851=6.8mm=7mm；m0.85=7mm轴承端盖外径：d1=d小（55.5）d3=6644=110mmd2=d大（55.5）d3=7842=120mm轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离：sd2 尽量靠近