一级斜齿圆柱齿轮减速器课程设计说明书

1、目录 、传动方案的拟定及电动机的选择2 二、V带选择4 三、齿轮设计计算6 四、 轴的设计计算 五、滚动轴承的选择及计算 13 七、联轴器的选择 14 八、减速器附件的选择 14 九、润滑与密封15 十、设计小结16 H一、参考资料目录 机械设计课程设计任务书 专业班级 A0531 姓名 学号 39 课题名称 一级斜齿圆柱齿轮减速器 一、原始数据 已知条件 推力F/kN 推头速度V/ (m/min) 丝杆导程 (mm) 数据 18 1. 56 12 二、1 工作条件：两班制，间歇工作，单向运转，载荷平稳，室外工作，有较大粉尘； 2. 使用寿命：20年(每年300工作日)； 3. 检修间隔期：三

2、年一次大修，两年一次中修，一年一次小修； 4. 动力来源：电力，三相交流，电压380/220 V 5. 推头速度允许误差；土 5%; 6般机械厂制造，小批量生产。 7溺滋n 4-A A C右1 土壬彩灯匕仙岳、 三、基本要求 1.方案简图12张；，主要机械部件装配图(A1或A0号图纸)1张； 2零件工作图2张； 3.设计计算说明书一份。 、机构运动简图 (a)带一单圾囲柱肉鸵减 速器 三、运动学与动力学计算 、选择电机 3. 1. 1选择电动机 3.1. 1.1选择电动机的类型 按工作要求和条件选取丫系列全封闭鼠笼型三相异步电动机。 计算电机所需功率Pa :查手册第3页表1-7 1带传动效率：

3、0. 96 2 每对轴承传动效率：0. 99 3 圆柱齿轮的传动效率：0. 96 r-联轴器的传动效率：0. 99 5丝杆的传动效率：0. 4 说明： 电机至工作机之间的传动装置的总效率: 2 式中n 1, n 2, n 3, n 4, n 5分别为带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动，联轴 器，丝杆与轴承的效率。 p 电动机输出功率：p drkw 工作机所需的功率：K 而 FV 所以1000 a kw n a=0. 96 x 0. 99 x 0. 96 x 0. 99 x 0. 4=0. 36 18 1000 1.56 60 000 0. 468KW 0. 36 3. 1. 12确定电动机转速

4、丝杆的转速n=v/S,其中p为推头速度，S为丝杆(梯形螺纹)导程，对单线丝 杆S二P (螺距) 所以丝杆的转速：n=v/S = 1. 56 / 0. 012 = 130r/mi n 根据机械设计手册中取V带传动比i讦2-4,齿轮的传动比i 2=3-5则合理总 传动比的范围为i=6-20故电动机转速的可选范围为： N=(6-20)*n= (6-20) *130=780-2600r/min 符合这个范围内的电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,二种传动比方 案，综合考虑电动机和传动装置的情况来确定最后的转速，为降低电动机的重量和成 本，可以选择同步转速1500r/mino因此选

5、定电动机型号为Y90L-4,所选电动机的 额定功率Ped=l. 5kw,满载转速nm=1400r/mino 符合这一范围的转速有：1000、1500 根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号， 因此有4种传动比方案如下： 方案 电动机型号 额定功率 同步转速 r/mi n 额定转速 r/mi n 1 Y100L-6 1.5KW 1000 940 2 Y 90L-4 1.5KW 1500 1400 综合考虑电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比，可见第 2种方案 比较合适，因此选用电动机型号为Y90L-4,其主要参数如下: 额定 满载 同步 A D E F

6、 G H L AB 功率 转速 转速 kW 1. 5 1400 1500 140 24 50 8 20 90 335 180 3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比: ，丄、, 卄 1400 总传动比：i总二匹二二10. 77 n 丝 130 分配传动比：取i带=3则i齿=10. 77/3=3. 59 3. 3计算传动装置的运动和动力参数： 将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴 01, 12, 23, 34依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与丝杆之间的传动效率。 1.各轴转速：m = n 1400 二 466.67r /min 门带 n 电 1400 “c / n2130

7、r/min i带i齿3汇3. 59 2. 各轴输入功率： pi = pd 1 -1. 3 0. 96 =1. 25kw p2 = pa i12 =1. 3 0. 96 0. 99 0. 96 =1. 19kw p3=pdi1223 =1. 3 0. 96 0. 99 0. 96 0. 99 0. 99=1. 16kw 3.各轴输入转矩： ta=9550 匹二9550 空8. 87N. m n 电1400 b =td i 带 i 二8. 87 3 0. 96 =25. 55N. m t2 =td 1 带 11112 =8. 87 3 3. 59 0. 96 0. 99 0. 96 二 87. 1

8、6N. m t3 =td i 带 ii i 1223 =8. 8 7 3 3 . 59 0. 96 0 . 99 0 . 96 0 . 992= 85. 43N. m 运动和动力参数结果如下表: 四、 传动零件的设计计算 六设计V带和带轮： I.设计V带 确定V带型号 查课本 P156 表 8-7 得：Ka=l. 1 则 R厂 k. PJ 1 1. 3=1. 43kw 根据 pca=i.43kw, =1400r/min,由课本 157 图 8-11,选择 Z 型 V 带，由表 8-6 和表8-8,取小带轮的基准直径d严90mm 验算带 、士 V叽5 9“。二6.59H1/S带速在5-30范围内

9、，合适。 60 1000 60 1000 d2 =i di =3 90 二 270mm 查表 8-8 取 d2 =280mim 取V带基准长度Ld和中心距a： 初步选取中心距 a： a.o =1. 5 (di d2) =1. 5 370 = 555mm,取* 555mm 由课本第158页式(8-22)得: 2 2 亠) Lao : 2ao (4 d2) 虫 2 555 3. 14 185 190亠、e 1649mm查课本弟 146页表 4 3.0 4 555 功率 功率P KW 转矩T Nm 转速r/min 轴 输入 输出 输入 输出 电动机轴 1. 3 8.87 1400 1轴 1.25 1

10、.24 25. 55 24. 45 466. 67 2轴 1. 19 1. 18 87. 16 83. 02 130 3轴 1. 16 1. 15 85. 43 80. 42 130 。_L 皿二508mm c 8-2取Ld= 1600mm由课本第158页式8-23计算实际中心距：乂二 中心距的变化范韦I 484mm-556mm 验算小带轮包角:由课本第158页式8-25得: 5 7.3 :二 180 d2 -di159 90。 a 求V带根数乙计算单根V带的额定功率Pr 由d仁90mm和n=1400r/min查课本152页表8-4a利用内插值法得Po=0. 348KW 根据 n=1400r/

11、min , i=3 和 z 型带，查表 8-4b 得厶 Po=0. 03KW 查表 8-5 得 Ka =0. 944,表 8-2 得 K = 1. 14, Pr= (Po+A Po) *K a *Ki二(0. 348+0. 03 ) *0. 944*1. 14=0. 41kw 计算v带的根数z Pea Pr 1.4 3 二 3.49 取Z=4根o 求作用在带轮轴上的压力Fq :查课本149页表8-3得q=0. 06kg/m,故由课本第 158页式8-27得单根V带的初拉力: 25”厂)厂o 944 Fo =500 亠* qv2 =500 7=rd_ 0. 06 6. 59 47N k： zv0

12、. 944 4 6. 59 作用在轴上压力：Fc二2ZFos in 二2汉4汉47汽0. 932二370N 2丿 七齿轮的设计： 1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数： 1）按传动方案选用斜齿圆柱齿轮传动 2）设计为通用减速器，选用7级精度 3）材料选择：小齿轮选用45弄冈调质，齿面硬度为250HBS大齿轮选用45轩钢 正火，齿面硬度为220HBS二者材料硬度差为30HBS 4）由于传动过程中粉尘较多选用闭式传动，故选用小齿轮齿数为Z严24,大齿轮 齿数 z2 =3. 59 24=86. 16,取 Z2 =87 5)选取螺旋角。初选螺旋角-=14 6)按齿面接触强度设计 按公式 确定公式内的各

13、计算数值 试Kt =1. 6 由课本217页图10-30选取区域系数Zh =2. 433 由215页图10-26查得!=0.J8, :20. 90,则；： 68 1 -2 一 (2) 计算小齿轮的传递的转矩 =2. 558 10lN. mm 466. 67 由表10-7选取齿宽系数d =1 由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189. 8MPa (5)由图10-21C. d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限匚H】诚二550MPa ； 大齿轮的接触疲劳强度极限匚hw2二440MPa (6)由式10-13计算应力循环次数 N60m jLh =60 1400 1 (2 8 300 20)=

14、8. 064 109 N2 8.064 l(f 3 F；Q =2. 246 汇 IO? 由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni =0. 89 ; Khn-2 =0. 92 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数s=l,由式10-12得 K 彳一 _ Q 1 山 I 0. 89 550 二489. 5MPa % 92 440 二404. 8MPa 许用接触应力 回山型虫 MPa =447. 5MPa 2 4 2 4. 59(2. 433 如 89.8、 =40. 5m m (10) 计算小齿轮分度圆直径d1t 3 *2 . 6 2. 558 O I GO (11) 计算圆周速度 二

15、dt n 3. 4 40. 5 466. 67 v 一 -0. 99m/s 60 000 60 000 ( 计算齿宽b及模数mnt b = ad-t 二 40. 5 二 40. 5mm d-t cos4o 40. 5 cos4 - mnt 64mm Z24 h =2. 25mnt 2. 2564 二3. 69mm 40.5 b/ h0. 98 3. 69 (13)计算纵向重合度 ；:=0. 38 dz-tan 1 =0. 38 - 24 tan4 =. 9 圍计算载荷系数K 已知使用系数kA=,根据v=0. 99m/s, 7级精度, 由图o-8查得动载系数k 由表0-4查得309由图0-3查得

16、kJ, 275 由表-0-3查得kH : 故载荷系数 k 一. kAkvkH：姑 2 -. 309 = -. 73 （按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 IT：-73 d d-t 3 二40. 5 3 4-. 57mm kt一 . 6 (16)计算模数nin 57 cosl4 W严 68mm 24 2kTlY-： cos2 1 YfaYsa 3 按齿根弯曲强度设计 (1) 计算载荷系数 k二Hkk-心：二1 1. 1 1.2 1.275=1.68 (2)根据纵向重合度；=1.9,查得螺旋角影响系 数 Y =0. 88 (3) 计算当量齿数 24 Z26.27 vl =3-( /= cos

17、cos 1 Z2 V才二赢 95. (4) 查取齿形系数 由表 10-5 查得 Yf91 =2. 592 Yf92 =2. 185 (5) 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 Ysai =1.596 Ysa2=l. 785 =380MPa,查得大齿轮的弯 (6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fei 曲疲劳强度极限二fez =330MPa 由图1018取弯曲疲劳寿命系数kFxi =0. 83 kFN2 =0. 86 (8)计算弯曲疲劳许 用应力 取弯曲疲劳安全系数S二1.4, KFN Bl 二45mm (5) 大齿轮的尺寸 名称 符号 计算公式 齿顶咼 ha ha = ha

18、m= 1 5 齿根高 hf hf (h*a + c* m 1.9 齿全高 h h=ha+hf =3. 4 顶隙 G * c 二c m 二0 4 分度圆直径 d d=mz=146 基圆直径 db db =d cosa =137 齿顶圆直径 d a d a二 d+2 ha =149 齿根圆直径 dff dff= d_2 hf =142 标准中心距 a 1 a= + d ；)= 96 (5)齿轮结构的设计 齿顶圆直径da_160mm采用腹板式结构的齿轮 大齿轮零件图见附件 八轴的设计 1、从动轴的设计 (1)求低速轴上的转矩T % =130r/min p2 二 1. 19kw T2 =9. 55 1

19、06 ?2 (2) 求作用在齿轮上的力 d2 Z2mn cos : sr 二 150. 2 C0S14.36 Ft 150. 2 tan % (16158)2 (15834)2 二22623N. mm 作转矩图 T=25580N. mm 求当量弯矩 因减速器单向运转，修正系数:-为06 Mei 二M21 右 C T)， (43506)2(0.6 25580)2 二46134N.mm M = M 22-(； T)2 (22623)s-(0.6-25580)2 =27338N. mm 确定危险截面及校核强度 截面1T、2-2所受的转矩相同，但弯矩M“.Me2,并且轴上还 有键槽，故1T可能为 危险

20、截面。但由于di ch也应该对截面2-2校核 1-1截面 -el el 4613446134 -7MPa 0. 1 di3 0. 1 403 2-2截面 -二归二严二竺沒MPa W 0. Id,0. 1 35 故设计的轴有足够的强 由表15-1得许用弯曲应力J=60MPa,满足二 : b1条件, 度， 并有一定裕量。 f 7? 9P co 62 Z8 9 a 0 46 xs- -40 JL2L3 (三)、滚动轴承选择 1、低速轴轴承的校核 根据轴承型号30306查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N基本额定静载 Cor -63000N 匸 F re 扫 FoeX L F re e

21、699. 83 3173 =o. 53 e 6 查课本表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数 车由承 1 二0.4 =1.9 车由承2XP4,Y =1.9 因轴承运转中有轻微冲击，查课本表13-6得fP4. 0-1. 2,取fP =1. 1则 R+Fa】)二1 仆(0.4 汉 699. 83 + 1.9 汇 629. 36) =1623. 3N P2 二 fp X2Fr2 %Fa2 =1.10.4 602. 98 1.9 317. 36 =1591. 9N 验算轴承寿命 因为Pi 所以按轴承1的受力大小验算 Lh 10 1075200= 12751727h Lh 60 466. 67 1623

22、. 3 Lh 二20 300 24 =144000h 选择轴承满足寿命要求. 十一、联轴器的选择： 联轴器的计算转矩口二心丁 2,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小，故取ka=1.3,则 Tea =KaT2 -13 87420 =113646N.mm 按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL1型弹性柱销联轴器, 其公称转矩为160000N. inm半联轴器的孔径d =24mm 十二、润滑方式的确定: 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于(1)52Z/10 r min,所以采 用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。 十三、减速器箱体的设计 名称 符号 计算公式 结果 箱座厚度 CT a = 0. 02