85分单级斜齿圆柱齿轮减速器解析

1、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设计者：班级：学号：指导教师:时间：2012/01/03目录一、传动方案拟定 .3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比 . .5四、 运动参数及动力参数计算 .5五、 齿轮的设计计算 . .6六、轴的设计计算 . 10七、滚动轴承的设计计算.21八、键联接的选择及计算 .25九、联轴器的选择. 26十、减速器的润滑与密封. 27十-一、参考文献.28计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜 齿圆柱齿轮减速器（2） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微 冲击；工作年限

2、 5 年，环境最高温度 35C。（3） 原始数据：运输带工作拉力F=620N;带速V=1.6m/s （允许运输带速度误差为士 5%） ;滚 筒直径D=260mm。一:传动方案拟定（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：.F=620NV=1.6m/sD=260mm4）、该工作机有轻微振动，由于 V 带具有缓冲吸振能力，米用 V 带传动能减小带来的影响，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，标准程度咼，大幅度降低了成 本。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

3、动机功率选择：(1) 电动机工作所需的有效功率为P= FV/1000=620 氷.6/1000=1.00KW(2) 传动装置的总功率：带传动的效率n带=0.96齿轮传动效率n齿轮=0.97联轴器效率n联轴器=0.99滚筒效率n滚筒=0.96轴承效率n轴承=0.982n总=n带x n轴承x n齿轮x n联轴器x n滚筒=0.95X0.992X0.97 0.99 0.96=0.85(3) 电机所需的工作功率：n总=0.85= 1.18KWn=60X1000Xv/nD=(60X1000X1.6)/3.14X260=118r/min按手册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 i

4、i=35。取 V 带传动比 i2=24,则总传动比理时范围为 i刀=620。故电动 机转速的可选范围为 nd=izXnw=(620)X118=708 2360r/mi n根据 PO 选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(11.3)Po=1.181.534KW查手册得 Ped=1.5KW选电动机的型号：Y 100L-5贝卩 n 满=940r/min三、计算总传动比及分配各级的传动比工作机的转速 n=60X1000v/(nD)=60X1000 1.6/3.14 2X0=117.59r/mi ni总=n满/n=940/117.59=7.99查表取 i带=2 则 i齿=7.99/2=4.00四、运动参

5、数及动力参数计算Pd=1.18KW电动机型号Y 100L-5Ped=1.5KWi总=7.99i带=3i齿=4.00no=940 r/min1、计算各轴转速n=n满=940(r/min)ni=ni带=940/2=470 (r/min )nN= nI/i齿=470/4.00=117.5(r/min)n山=n=117.5(r/mi n)2、 计算各轴的功率(KW)Po=Pd=1.18KWPI=P0Xn带=1.18 迥.96=1.13KWPII=PiXn轴承Xn齿轮= 1.13X.98X.97=1.07KVPIII= PIIXn联Xn轴承=1.07X.99X.98=1.04KW3、 计算各轴扭矩(N

6、mm)T0=9550P0/no=9550 x1.18/940=11.99N mTI=9550R/nI=9550 x1.13/470=22.96 N mTII=9550PII/nn=9550X1.07/117.5=86.97 N mTiii=9550Pm/ nm=9550X1.04/117.5=84.53 N m五、齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级参考表 6-2 初选材料。小齿轮选用 45Cr,齿面硬 度为 217286HBW。ni=470r/m innii=117.5r/minn山=117.5r/minPo=1.18 KWPi=1.13KWPii=1.07KWPiii=1.04K

7、WT0=11.99NmTI=22.96NmTII=86.97Nm大齿轮选用 45 钢，齿面硬度 197286HBW;根据小齿轮齿面硬度247HBWA 大齿轮齿面硬度 217HBW 按图 10-21a 线查得齿面接触疲劳极应力为：限(T Hiim1=693MPaoHiim2=566 Mpaaiim1=693Mpa按图 10-20b 线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：(EF1aiim2=566Mpa=586MpaCEF2=426 MpaCEF1=586Mpa按图 10-20C 查得接触寿命系数 KHN1=1.02 KHN2= 1.1CEF2=426 Mpa按图 10-20C 查得弯曲寿命系数 YNI

8、=0.9 YN2=0.95其中N1=6.77X108N1= 60rn1tn=60XX(940/2) 5X300X6=6.77X08N2= N1/4.00=1.69 108N2=1.69X108根据要求取安全系数S=1S=1(H1=(KHN1XJ*Him)/S=(1.02 693) =706.86 MPaJ1=706.86MJ2 = (KHN2 0Hlim2)/S=(1.1 566)=622.6MPaPa(2)按齿面接触疲劳强度设计由g莹.23(KT1/d)(u+1/u)(ZE/H)21/3H2=622.6M确定有关参数如下Pa可用齿数比：u= 470/117.5根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间

9、为对称布置由表 10-7 取=1.11)转矩 T1TI=95.5XI05P/ n=95.5X105X1.13/470=22960.64N m2)2)载荷系数k由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选K=1.23)由表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.9di支.32(KT1/d)(u+1/u)(ZE/ 併)21/3i齿=4.00=2.32(1.2 22960.64 / 1.1 ) ( 4.00 + 1 / 4.00 )(189.9/706.86 )21/3u=4.00T1=22960.64N=45.78mmm(3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸中

10、心距 a= (1+u) d1/2= (1+4.00)X45.78/2=114.45mm取 a=115mmm=2.0取标准 m=23=15取3=15Z1=d1cos /m= (45.78cos15)/2=22.11取 Z1=23 则 Z2=u Z1=4.00X2=92取 Z2=95a=115mm反算中心距Z1=23a=m/2(Z1+Z2)cos3=2/2(23+95) cos15 =T15Z2=95a=115 符合要求实际传动比uo=Z2/Z仁95/23=4.13传动比误差(Uo-u)/u=(4.13-4.OO)/4.OO 100%=3.25%2.0=2.0mmhf=2.5mm齿根高hf=(h*

11、a+c*) =(1+0.25) X2.0=2.5mmh=4.5mm齿全高h= ha+hf=4.5mmda1=50.78mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=46.78+22.0=50.78mmda2=197.22mda2=d2+2ha=193.22+2X2.0=197.22mmm齿根圆直径 df1=d1-2hf=46.78- 2X2.5=41.78mmdf1=41.78mmdf2=d2-2hf=189.22mmdf2=189.22m齿宽：b=dd2=1.1x46.78mm=51.46mmm取b1=51mm b?= b1+(510)mm=56mmb1=51mm(4)计算齿轮的圆周速度 Vb2=56

12、mmV=ndm1/(60 x1000)=3.14x46.78x470/(60 x1000)=1.15m/s齿轮传动精度等级为 9 级(5)齿轮弯曲强度设计计算zi=23, Z2=95,Zvi=23/cos10.48 =23.39ZV2=95/COS10.48 =96.61由图 11-8 得：YFa1=2.78, YFa2= 2.23由图 11-9 得：YFs1= 1.58，丫Fs2=1.80YFa1YFS1/LF1=2.78X1.58/328.16=O.O134YFa2YFs2/L F2=2.23x1.80/328.16=0.0122故应对大齿轮进行弯曲强度计算。2 1/2AH=ZEZHZB2

13、KT|( u+1)/(bd1u) =189.8X.5X.983x0.767=374.5C2 = 187.12mmcos筋cos10.48厂2T22x86970“c” “Ft =929.56Nd2187.12Fr=Fttan*n=929.56an20l =344.07NcosPcos10.48Fa=Ftta nB =929.56a n10.48 171.95N3 初步确定轴的最小直径根据表 15-3，取 C=105从动轴：d C(PI/ nii)1/3=105(1.07/117.5)1/3=21.93 考虑有键槽，将直径增大 5%则d=21.93x(1+5%)mm23.02mm 取 d=24mm

14、4,同时选用联轴器型号联轴器的计算转矩=心丁2，查课本表 14-1 ,考虑到 转矩变化很小，故取ka3,则Tea=KaT2=1.3汉86970 =113061 N.mm按照计算转矩Tca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TII=86.97N md2=187.12mmFt=929.56NFr=344.07NFa=171.95Nd=24mmKa=1.3Tca=113061m md=24mm160000N.mm。半联轴器的孔径d=24mm 故取轴的最小 径di=24mm，半联轴器长度 L=52mm，半联轴器与轴 配合的毂孔长度Lj=38mm5, 设计轴的

15、结构由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部 中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装 半联轴器，为了满足半联轴器轴向定位要求，轴1 段的左端需要制出一轴肩，故取轴 2 段直径d28mm； 右端用轴端挡圈定位，取轴端挡圈直径D=30mm。联轴器与轴配合的毂孔长度L1=38mm为了保证轴端挡圈 压在轴端上，取轴 1段的长度h =36mm6, 初步选定滚动轴承因为轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚 子轴承并根据轴 2段的直径d28mm,由轴承产品目 录中初步选取 0 基本游隙组、 标准精度级的单列圆锥 滚子轴承 30306， 其尺寸为d汉D汇T = 30mm汇72mm汇20.

16、75mm故车由 3 段直径 d3=d7=30mm,i7=20.75mm,左端轴承采用轴肩进行轴 向定位，由手册上查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 h=3mm,因此，取 d6=36mm7,取安装齿轮的轴段的直径 d4=34mm;齿轮的右端与 右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为di=24mmL=52mmL1=38mmd2=28mmD=30mmli=36mmd3=d7=30mmd6=36mmd4=34mmd5=40mml7=20.75mmh=3mml4=36mm40mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略 短于轮毂宽度，故取J=36mm齿轮的左端米用轴肩定 位，轴肩的咼度h：0

17、.07d，故取 h=3mm,轴环处的直 径d5=40mm。轴环宽度bzl.4h，取l6mm8,取轴承端盖的总宽度为 10mm。根据轴承端盖的拆装 及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联 轴器左端面的距离 l=15mm故取l2=25mm(9)取齿轮距离箱体之间的距离 a=15mm,滚动轴承 距离箱体一段距离 s=5mm ,已知滚动轴承宽度 十小小l3=T十s + a十4036 = 20 + 5 + 15 + 4 = 44mmT=20mm 则3l6= a + s -12 = 8mm低速轴的尺寸基本确定=36mm,l2=25mm, l3=44mm, l4=36mm,l5=6mm,l6=8mm

18、, l7=21mmdt=24mmd2=28mm,d3=30mmd4=34mm,d5=40mm, d6=36mm d7=30mm(10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。查课本表 6-1得 1段轴的键槽b汉h =8汉7mm, 4段轴的键槽b5 =10沢8mm,键的长度均为 28mm(11)确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为2江45,圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,l5=6mml=15mml2=25mml3=44mmb=8mm(12)按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩,并作出弯矩图OMHEF&2

19、丄MHC宀TflirlfM Hl llirfflllW(W nrgFVBMVC1作水平面内的弯矩图。支点反力为FHA= FHB=电=116=582 N2 21-1 截面处和 2-2 截面处的弯矩FHA=FHB二582NMH1= 27354N .mmMH2= 18624N .mmFVA= 6.34NMV2二FVB32 =337.69 32 = 10806.08N.mm3作合成弯矩图M = M2HM2V1-1 截面M f M2V1 左M2H1=f(297.98)2(27354)2=27356N.mmM二、M2V佑M2H1二(15871.43)2(27354) 27399N.m2-2 截面M2二M2

20、V2MH2=(10806.08)2(18624)2=21532N.mm4作转矩图T=86970N.mm5求当量弯矩因减速器单向运转，修正系数为 0.6MH1=582 47N.mm = 27354N.mmMH2=582 32N.mm =18624N.mm作垂直平面内的弯矩图，支点反力FrFa*df344.07- -221I 2g1812.6.34N2 94FVB= Fr-FVA=344.07 -6.38 =337.69N1-1 截面左侧弯矩为MVI左=FVA* -= 6.34 x 47 = 297.98 N .mm1-1 截面右侧弯矩为MV1右=FVB* 丄=337.69汉47 = 15871

21、.43N .mm 22-2 截面处的弯矩为FVB=337.69NM佐=297.98N.mmMV1右=15871.43N .mmMV 2=10806.08N.mmM1左=27356N .mmM1右=27399 N.mmi M2= 21532 N .mmT=86970N.mmMe1= 58918 N .mmMe2= 56450 N .mmel e215MPa= 20.9MPad3段装配轴承且d3d2，所以查手册d3=35。选用n2= 470r / minp2=1.13kw% =9.55 106P1=9.55 101.13=22960.64N.mm470u22960.64N.mm(2)求作用在齿轮上

22、的力d1zm =23 2= 46.78mmcos：cos10.48di= 46.78mmFt2T12 2296.64=981.64NFrFad146.78tan篇ntan 20=Ft.n=981.64 - 363.35Ncos：cos10.48-Fttan：-363.35 tan10.48 =67.21NFt=981.64NFr= 363.35NFa=67.21N(3)选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用 45 钢并经调质处理。查课本表 10-1得强度极限二B=650MPa，再由表 15-1 得许用弯曲应力t=60MPa(4)按扭转强度估算

23、轴径根据表 15-3 查得A。=126 -103得弘讥3上26-103刈416.88-13.80亦因为键槽查手册取d28。L1= 1.75d1-3=46Od1=28mm带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册L1=46mm取d2=33， L2=40。d2= 33mm30307 轴承。L3二B+ 4+5=21 + 15+5-2=39。(7)取安装齿轮的轴段的直径d4=40m m;齿轮的左 端与左轴承之间米用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度 为45mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段 应略短于轮毂宽度，故取J=43mm齿轮的左端采用轴 肩定位，轴肩的高度hA0.07d，故取 h=3mm，轴

24、环处 的直径d5=46mm。 轴环宽度b1.4h， 取l5=6mm取d7=35,b =23有 轴丿冃定位轴承d6=43,b =14高速轴的尺寸基本确定h =46mm,l2=40mm,l3=39mm, l4=43mm,l5=6mm, l6=14mm,l7= 23mm dt=28mm,d2=33mm,d3=35mm, d4=40mm, d5=46mm, d6=43mm, d7=35mm(10)轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。查课本表 6-1 得 1 段轴的键槽b汇h =8汉7mm, 4 段轴的键槽b 5 =12 2mm,键的长度均为键 1 为 36mm,键 2 为 32

25、mm(11) 确定轴上圆角和倒角取轴端倒角为2江45,圆角半径分别为1mm,1mm,1.2mm,1.2mm,1.2mm,1mm,(12) 按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图、水平面的弯矩、垂直面内的弯矩， 并作出弯矩图L2=40mmd3=35mm,L3=39mmd4=40mmL4=43mmd5=46mmL5=6mmd6=43mmL6=14mmd7=35mmL7=23mm2FHFHF1 = 18=609N2 21-1 截面处和 2-2 截面处的弯矩MH1=609 50N.mm = 30450N.mmMH2=609 26N.mm =15834N.mm2作垂直平面内的弯矩图，支点反力FVB二Fr-

26、FVA=363.35 - -167.56 =530.91N1-1 截面左侧弯矩为1-1 截面右侧弯矩为= 530.91 50 =26545.5 N.mm4尹址r HA一iiiniTnilFIfIfMHCJIllnTTIni” i冷FVAMVC2MHB作水平面内的弯矩图。支点反力为FHA二609NMV1左二弘2十167.56)378M帖右=26545.5N.mm=FTFa* d221363.3567.21 42200=-167.56NMV佐-8378MV2=13803.66 N .mmlMV1右=FVB22-2 截面处的弯矩为3Mvz= FVB* 32 = 530.91工26 = 13803.6

27、6 N .mm3作合成弯矩图M = JM2H+M2V1-1 截面M = JM2V1 左匚M2H1= J(-8378)2匚(30450)2=31515N.mm皿佑=Me2，并M = 31515N .mmM = 40396N.mmM2= 21006 N .mmT=22960.64N.mm32-2 截面且轴上还有键槽，故1-1 可能为危险截面。但由于d4d3也应该对截面 2-2 校核1-1 截面e1Me1W426810.1 d4426810.1 403=6.67MPa二e1= 6.67MPa-e2= 6.07MPa由表 15-1 得许用弯曲应力-J = 60MPa，满足件，故设计的轴有足够的强度，并

28、有一定裕量七、滚动轴承的设计计算根据轴承型号 30306 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=59000N;基本额定静载荷为：Cr63000N求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两0h_ 二F-tfe226016260160.1 d30.1 353= 6.07MPa条6.7886rc/* 4白-C=59000NCIJfjoCOIIlELc个平面力系。有力分析可知：dFre汉91Fa沦2 344.07x91 -171.95x75.1“Friv =95.32N91+102193Fr2v=Fre-Fr1v=344.07 -95.32 =248.75 N9191Fr1H

29、 =Fte=x929.56 =438.29 N91+102193Fr2H=FteFr1H=929.56 438.29 =491.27 NFr1= JF2r1v+F2r1H= J95.322+438.292=448.54NFr2= JFr2v+Fr2H=J248.75 +491.27 = 550.66 N3求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力Fd,Y 由设2Y计手册查得为 1.9,因此可以估算：Fd1=电=448.54=236.07 NY1.9-Fr2550.66 “COOKIFd2=289.82 NY1.9Fae+Fd2=171.95 +289.82 =461.7

30、7 A Fd1则轴有向左窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被放松Fa1=Fae+Fd2=171.95+ 289.82 =461.77NFa2=Fd2=289.82N4求轴承当量动载何R 和 P2查设计手册知 e=0.31Fa1461.771 03、e1.03 eFr1448.54Fa 2289.82-0.53eFr2550.66查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数车由承 1X0.4,Y1.9Fr1v=95.32NFr2v=248.75NFr1H=438.29NFr2H=491.27NFr1=448.54N巳=550.66NFd1=236.07NFd2=289.82NFa1=4

31、61.77NFa2= 289.82N求两轴承受到的径向载荷将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。有力分析可知：轴承 2x_,=0.4，Y =1.9因轴承运转中有轻微冲击，查课本表 13-6 得fp-1.0 -1.2,取fp-1.1则R+Fa1)=1.1 “0.4疋448.54十1.9疋461.77 )=1162.46N巳二fpX2Fr2Y，Fa2=1.10.4 550.66 1.9 289.82 =848.01N验算轴承寿命因为P1P2,所以按轴承 1 的受力大小验算Lh -106 丫60n1061059000丫=68663224.69hLhR =1162.46NF2=84

32、8.01NLh=20300 24 =144000h选择轴承满足寿命要求2、高速轴轴承的校核Lh=68663224.69h根据轴承型号 30307 查设计手册取轴承基本额定动载荷为：C=75200N；基本额定静载荷为：Cor-82500NorFaereFteFrlvC=75200NCor=82500NTOdFre106 363.35 06 -67.21x21 Friv -=191.26 N88+106194Fr2v=FreFr1v=363.35191.26 =172.09N106106Fr1H =Fte=X981.64 =536.36N106 +88194Fr2H=FteFr1H=981.64

33、536.36 =445.28NFr1=F2r1v+F2r1H=Fd1则轴有向右窜动的趋势，轴承 1 被压紧，轴承 2 被放松Fa1= Fae+Fd2=67.21 +251.25 = 318.46 NFa2=Fd2=251.25 N4求轴承当量动载何R和P2查设计手册知 e=0.31Fa1318.46056、e-0.56eFr1569.44Fa 2251.25-0.53eFr2477.38查课本表 13-5 得径向载荷系数和轴向载荷系数车由承 1X0.4,Y1.9Fr1v=191.26NFr2v=172.09NFr1H= 536.36 NFr2H=445.28NFr1= 569.44NFr2=477.38NFd1=299.71NFd2=251.25NFa1=318.46NFa2=251.25N轴承 2x,=0.4，Y =1.9因轴承运转中有轻微冲击，查课本表 13-6 得fp=1.0 12取fp=1.1贝yR =+Fa1)=1.1 0.4汉569.44 +1.9汇318.46 )=916.14 NF2=fp(X2Fr2+Y2Fa2尸1.1X(0.4X477.38+1.9X 251.25 )=735.16N验算轴承寿命Lh=20300 24 -144000h选择轴承满足寿命要求.八、键联接的选择及校核计算1、主动轴 d 28mm 考虑到键在轴中部安装