带-单级斜齿圆柱轮减速器.doc

1、目 录引言.41. 实践设计要求51.1电动机类型的选择 51.2电动机的功率选择 51.3电动机类型的选择 51.4电动机的功率选择.52. 电动机的选择62.1电动机类型的选择 62.2电动机的功率选择 63. 计算总传动比及分配各级的传动比63.1工作机的转速 63.2分配转动比 74. 运动参数及动力参数计算74.1计算各轴转速. 74.2计算各轴的功率74. 3计算各轴扭矩 75. 传动零件的设计计算75.1带轮传动的设计计算 75.2齿轮传动的设计计算 96. 轴的设计计算126.1 输入轴的设计计算126.1.1选择轴的材料确定许用应力126.1.2估算轴的基本直径126.1.3

2、轴的结构设计126.1.4按弯矩复合强度计算18 6.2从动轴的设计计算 186.2.1选择轴的材料，确定许用应力186.2.2轴的结构设计186.2.3从动轴的强度校核187. 滚动轴承的选择及校核计算 237.1初选轴承的内径237.2小齿轮轴的轴承237.3计算从动轴承248. 键联接的选择及计算258.1主动轴上的键 258.2从动轴承上的键269. 联轴器的选择269.1联轴器参数2610.减速器附件的选择 2610.1减速器箱体设计 2610.2其他技术说明 2711.润滑与密封.2811.1齿轮的润滑 2811.2滚动轴承的润滑2811.3注意事项2811.4密封方法2812.结

3、论 29谢辞29参考文件29引言为了满足21世纪我国社会主义现代化建设和科学发展的需求，培养具有较宽知识结构和扎实的理论基础的复合型人才，我校按照“教育要面向现代化、面向世界、面向未来”的方针，在教育思想、教学内容和教学方法等方面进行全方位的改革。为了突出和加强培养个人的综合设计能力和创新能力，我院在我国教育思想的引导下特意开设机械设计实践。其在机械设计系列教程中占极为有重要地位，通过实践使自己运用机械设计基础课程及有关先修课程的知识， 起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面的知识的作用，树立正确的设计思想；同时可以培养个人分析和解决工程实际问题的能力。由于本实践设计时间仓促，加上设计

4、者水平有限，设计过程中有不完善之处，恳请老师和同学指点。1.实践设计要求1.1带式运输机的工作原理带式运输机的传动示意图如图1、电动机2、带传动3、齿轮减速4、轴承5、联轴器、6、鼓轮7、运输带1.2工作情况1、工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环环最高温度35；2、使用折旧期；8年；3、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4、动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5、运输带速度容许误差：5%；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。1.3原始数据1、运输带工作拉力F/N 2600 2、运输带工作速度v/(m/s) 1.15

5、 3、卷筒直径D/mm 250 注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑1.4传动方案A、 带单级斜齿轮圆柱齿轮减速器 2.电动机选择2.1电动机类型的选择Y系列三相异步电动机，电压380V2.2电动机的功率选择（1）电动机工作所需的有效功率为P= FV/1000=26001.15/1000=2.99KW（2）传动装置的总功率： 带传动的效率带=0.96 齿轮传动效率齿轮=0.97 联轴器效率联轴器=0.99 滚筒效率滚筒=0.96 轴承效率轴承=0.98总=带3轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9830.970.990.96=0.816（3）电机所需的工作功率：Pd= P/总=2

6、.99/0.816 =3.66KW根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(11.3)Po=3.664.785KW查手册得Ped =4KW选电动机的型号：Y 112M-4则 n满=1440r/min 3.计算总传动比及分配各级的传动比3.1工作机的转速 n=601000v/(D) =6010001.15/3.14250 =88r/mini总=n满/n=1440/88=16.363.2分配转动比查表取i带=4 则 i齿=16.36/4=4.094、运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速nI=n满 =1440(r/min)nII=nI/i带=1440/4=360（r/min）nIII=nII

7、/i齿=360/4.09=88(r/min)nIV=nIII=88 (r/min)4.2计算各轴的功率PI=Pd=4KWPII=PI带=40.96=3.84KWPIII=PI带2轴承齿轮=3.840.960.9820.97=3.43KWPIV=PIII联轴承=3.430.990.98=3.33KW4.3计算各轴扭矩TI=9.55x106PI/nI=95500004/1440=26528NmmTII=9.55x106PII/nII=955000003.84/360=101866 NmmTIII=9.55x106PIII/nIII=95500003.43/88=372233 NmmTIV=9.55

8、x106PIV/nIV=95500003.33/88=361380 Nmm 5.传动零件的设计计算5.1带轮传动的设计计算（1）由机械设计教程表3-5查得：kA=1.2Pca=KAP=1.24=4.8KW由机械设计教程表3-12查得：选用窄V带 Z 型（2）确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计教程表3-2和表3-9取主动轮基准直径为dd1=90mm 从动轮基准直径dd2= idd1=490=360mm 取dd2=355mm带速V：V=dd1n1/601000=901440/601000 =6.78m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)a02(d

9、d1+dd2)0. 7(90+355)a02(90+355)所以有：311.5a0890初步确定a0 =400mm由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得：L0=2400+(90+355)/2+(355-90)2/4400= 1542.9mm由机械设计教程表3-7确定基准长度Ld=1600mm计算实际中心距aa0+( Ld-L0) /2=400+（1600-1542.9）/2=428.6mm （4） 验算小带轮包角1=1800-( dd2-dd1) /a57.30 =1800-（355-90）/428.657.30 =144.601200（适用）（5）确定带的

10、根数由nI=1440r/min dd1=90mm i=4查机械设计教程表3-3b和表3-4b得P0=1.98kw ； P0=0.23kw查机械设计教程表3-6和表3-7得K=0.91 ；KL=1 由Z=Pca/p=KAP/(P0+P0)KKL得： =4.8(1.98+0.23) 0.911=2.4 取Z=3（6）计算张紧力F0由表3-1查得q=0.07kg/m，则：F0=500Pca （2.5- k a）/ ZV+qV2=5004.8/（2.5-0.91）/46.78+0.076.782N=209.4N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sin1/2=23209.4sin（144.6/2）

11、0=1196.9N5.2齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级 参考机械设计教程表6-1初选材料。小齿轮设计为齿轮轴，选用45钢,调质;齿面硬度为197286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156217HBW；根据小齿轮齿面硬度220HBW和大齿轮齿面硬度180HBW,按机械设计教程图6-6线查得齿面接触疲劳极应力为：限 Hlim1 =580MPa Hlim2=530 Mpa按机械设计教程图6-7线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：EF1 =230Mpa EF2=205 Mpa按机械设计教程图6-8查得：接触寿命系数ZN1=1.02 ZN2=1.1弯曲寿命系数YN1=0.9 YN2

12、=0.95 其中： N1=60ntnII=601360525016=410 8N2= 60ntnIII=60188525016=110 8再查机械设计教程表6-3最小安全系数Hlim=1.1 SFmin=1.25齿面许用解除疲劳应力：H=(Hlim/SHmin) /ZNH1=(Hlim1/SHmin1) /ZN1 =(580/1.1) x1.02=537MPaH2=(Hlim2/SHmin2) /ZN2 =(530/1.1)x1.1=530Mpa齿跟许用弯曲疲劳应力：F=(Flim/SFmin) /YNF1=(Flim1/SFmin1) /ZY1 =(230/1.25) x0.9=165.6M

13、PaF2=(Flim2/SFmin2) /YN2 =(205/1.25)x0.95=155.8MPa （2）按齿面接触疲劳强度设计由d1 (2KT1/d)(u+1)/u(ZE H)/ H2 1/3确定有关参数如下可用齿数比：u= i=4 由机械设计教程表6-7、6-8、6-11和图6-13，试选K=1.4；材料的弹性影响系数ZE=189.8MP；d=b/d1=1.2；ZH=2.5 则d1 (2KT1/d)(u+1)/u(ZE H)/ H2 1/3= (1.21.4 101866/ 1.2 ) ( 4.09 + 1 / 4.09 ) ( 189.82.5/530 ) 2 1/3=59.5mm（3

14、） 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸中心距a=（1+u）d1/2=（1+4.09） 59.5/2 =151.4mm取a=150mm由经验公式mn=（0.0070.02）a=1.053 机械设计教程表6-10，取标准mn=2.5 ；取=15Z1 =d1cos/mn=（59.5cos15）/2.5=22.98取Z1=25则Z2=u Z1=4.0925=102.5 取Z2=100反算中心距 a=mn/2(Z1+ Z2) cos=2.5/2(25+100) cos15=161.8mm151.4mm（符合要求）实际传动比u0= Z2/Z1=100/25=4 传动比误差(u-u0)/u=(4.09-4)/4

15、.09100%=2%5%(允许)螺旋角=arccos mn（Z1Z2）/2a =arccos 2.5（25+100）/（2161.8）=15 在820范围内，合适（4）确定有关参数和系数分度圆直径:d1=mnZ1 /cos=2.525 / cos15=64.7mmd2= mn Z2 / cos=2.5100/cos15=258.8mm齿顶高 ha=h*am=12.5=2.5mm齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2.5=3.125mm齿全高 h= ha+ hf=5.625mm齿顶圆直径da1=d1+2ha =64.7+22.5=69.7mm da2=d2+2ha =267.9+2

16、2.5=263.8mm齿根圆直径df1=d1-2hf =64.73.125=56.45mm df2=d2-2hf =258.8-2x3.125=252.55mm齿宽：b=dd1=1.264.7mm=77.64mm取b1=78mm b2= b1-(510)mm=73mm（5）计算齿轮的圆周速度VV=d1nII/601000=3.1464.7360/601000=1.22m/s机械设计教程表6-9和综合因素，选取8级精度。（6）精确计算载荷KT1=KaKKKVT1查机械设计教程表6-4，KA=1 ; 查机械设计教程图10-7, KV=1.05查机械设计教程表6-6, K =1.4 ; 查机械设计教

17、程表6-5 d=1.2，得K=1.12K= KaKKKV=11.41.121.05=1.65KTII =1.65101866=108678.9NmmKFt=2TII/d1=2101866/64.7=5.2KN（7）验算轮齿接触疲劳承载能力H=ZHZEKFt/bd1(u+1)/u 1/2 =2.5189.8 5.2103/64.71.264.7（4+1）/4 1/2 =527.6MPaH=537.8MPa（8）验算轮齿弯曲疲劳承载能力查机械设计教程图6-20 和图6-16得：Y=0.9；YF1=4.21，YF2=3.97F1=KFt YF1 Y/ bm=(5.21034.210.9)/(64.7

18、1.22.5)=101.5MPaF11F2= KFt YF2 Y/ bm =(5.21033.970.9)/(64.71.22.5)=95.7F2齿根弯曲疲劳承载能力足够6、轴的设计 6.1 输入轴的设计计算6.1.1选择轴的材料确定许用应力由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217255HBW 1=60Mpa6.1.2估算轴的基本直径根据表15-3，取C=105主动轴：dC(PII/nII) 1/3=105(3.84/360) 1/3=23.11考虑有键槽,将直径增5%.则d1=24.2(1+5%)mm=24.27mm 取d1 =

19、25mm从动轴：dC(PIII/nIII) 1/3=105(3.43/88) 1/3=35.6考虑同一个面有两个键槽,将直径增大（5-10）% 则 d2=35.6(1+10%)mm=39.16mm 取d2=40mm6.1.3轴的结构设计(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，主动轴采用齿轮轴.(2)确定轴各段直径和长度如图1-（0）所示 初选用30207圆锥滚子轴承，其内径为35m,宽度为17mm安装尺寸da=42mm,6.1.4按弯矩复合强度计算（1）主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=2101866/64.7=3148.9N径向力Fr

20、= Fttan/cos=3148.9tan20/cos15 =1186.5N轴向力Fa=Fttan=3148.9tan150=843.7N（2）计算轴承支反力图1-(2) 1-(4)水平面RAH=(FQ73.5+Fad1/2-Fr78)/(78+78)=(1196.973.5+843.764.7/2-1186.578)/156=145.6NRBH=FQ+Fr+RAH=1196.9+1180.53+145.6=2529N垂直面：RAV=RBV=Ft/2=3148.9/2=1574.5N（3）绘制水平面弯矩图（如图1-(3)）和垂直面弯矩图（如图1-(5)）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为MCHL=R

21、AH78=1.1536104Nmm小齿轮中间断面右侧水平弯矩为MCHR= RAH78-Fad1/2=145.678-843.764.7/2= -1.5936104Nmm右轴颈中间断面处水平弯矩为MBH=FQ73.5=1196.973.5=8.8972104Nmm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为MCV=RAV78=1574.578=1.22811105Nmm（4）按下式合成弯矩图（如图1-（6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为:MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2=(1.1536104) 2 + (1.22811105)21/2=1.23351105 N

22、mm小齿轮中间断面右侧弯矩为:MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=(-1.5936104) 2 + (1.22811105)21/2=1.2384105 Nmm（5）画出轴的转矩T图 1-（7） T=101866N.mm（6）下式求当量弯矩并画当量弯矩图1-（8）Me= ( MH2+(T 2) 1/2这里 ，取=0.6，T=0.6101866=6.1119104 Nmm由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴承中间断面处的最大当量弯矩分别为MC=(MCR2+(T 2) 1/2=(1.23351x105)2+(6.1119104)21/2=1.38101105 NmmMB

23、=(MBH2+(T 2) 1/2=(1.2384105) 2 + (6.1119104)21/2=1.07119105 Nmm（7）校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件：=MB/W=MB/0.1d3=1.07119105/0.1353 =25MPa-1=60MPaC截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=1.38101105/0.15837573=6.87MPa-1=60MPa结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全齿轮轴结构见图1-（0）RAVRAHFtFaFrRBVRBHFQTRAHFtFrRBHFQRAVFtRBVrACB1.1536X1061.159

24、36X1048.7972X1041-(1)1-(2)1-(3)1-(4)1.22811x1051.2384X1051.23351x1058.7972x1041.23351x1051.38101x1051.07119x105061119.61-(5)1-(6)1-(8)TT10816661119.61-(7) 6.2从动轴的设计计算6.2.1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出轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质钢，硬度217255HBS， -1=60Mpa6.2.2轴的结构设计（1）轴的零件定位，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，齿轮两边

25、套筒轴向固定，靠平键和过盈配合实现周向固定。（2）确定轴的各段直径和长度初选用30210C型角圆锥滚子轴承，其内径为50mm,宽度为20mm，安装尺寸Da2=57mm. 6.2.3从动轴的强度校核（1）圆周力Ft：Ft=2TIII/ d2=2372233/258.8=2876.6N（2）径向力Fr：Fr= Fttan/cos=2876.6tan200/cos15 =1083.9N （3）轴向力Fa： Fa=Fttan=2876.9tan150=770.8N（4）计算轴承支反力水平面：RAH=(Fad2/2-Fr68)/(68+68)=( 770.8258.8/2-1083.968)/136=1

26、91.4NRBH=Fr-RAH=1083.9-191.4=892.5N垂直面AV=RBV=Ft/2=2876.6/2=1438.3N（5）画出水平弯矩MH图2-（3）垂直弯矩图-（）大齿轮中间断面左侧水平弯矩6813015.大齿轮中间断面右侧水平弯矩为8a.2191.4x68770.8259.8/286726大齿轮中间断面处的垂直弯矩为897804 （6）计算合成弯矩M=（M2+M2）1/2 大齿轮中间断面左侧弯矩为MCL= ( MCHL 2 + MCV 2) 1/2=1.42669105 Nmm大齿轮中间断面右侧弯矩为MCR= ( MCHR 2 + MCV 2) 1/2=1.3272105

27、Nmm （7）画出轴的轴转矩图-（）III372233Nmm（8）按下式求当量弯矩并画当量弯矩图-（）Me= ( MH2+(T 2) 1/2这里 ，取=0.6，tIII=23339.8N.mm由图（1）可知，在大齿轮中间断面左侧处的最大当量弯矩分别为MC=(MCHL。(T 2) 1/2=(142669)2+(23339.8)21/2=265019N.mm（9）校核轴的强度去截面作为危险截面截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=265019/0.1603=12.3FSB=1064因而轴有向右移动的趋势，即轴承A被放松，轴承B被压紧FAa=Fa+FSB=-721.93+1750.37=1

28、028.44NFAb=FSB=1750.37N（2）计算当量动载荷:P= x0 FR+Y0FAaFAa/FRA=564.7/1581.1eFAb/FRB=220/2979.1P1所以只需校核轴承B的寿命（3）轴承寿命计算由机械教程表9-5和表9-6，取fp=1.1； fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60360）(54200/1.1/3840)10/3450000h38400h预期寿命足够7.3计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷大齿轮轴的轴向载荷Fa2=770.8NA端所承受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=(191.4

29、) 2+(1438.3) 2 1/2=1451NB端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=(892.5) 2+(1438.3) 2 1/2=1692.7N两轴承的派生轴向力查表得:FS=2YFR ( Y=1.4 ; e=0.42)则FSA=2YFRA=518.2N则FSB=2YFRB =604.3N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向左有: FSB + Fa2=604.3+770.8=1375.1NFSA=518.2N因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松FAa=Fa+FSB=1375.4NFAb=FSB=604.3N（2）计算当量动载荷:P= x0

30、 FR+Y0FAaFAa/FRA=1375.1/1451e 由手册有： (x0=0.4 ; Y0=0.8)FAb/FRB=604.3/1692.7PA1所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由机械设计教程表13-6，由机械教程表9-5和表9-6，取fp=1.1； fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（6088）(73300/1.1/3430)10/3400000h38400h此轴承合格8、键联接的选择及校核计算8.1主动轴上的键（1）主动轴外伸端d=25mm,考虑到键在轴中部安装，故选键825GB/T1096-1990,b=8mm,L=32mm,

31、h=7mm,t=4mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2TII/dkl=2101866/(25332) =85MpaR(100Mpa)则强度足够，合格8.2从动轴承上的键（1）从动轴外伸端d=40mm,考虑到键在轴中部安装，故选键1240GB/T1096-1990,b=12mm,L=70mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2TIII/dkl=2372233/(40370) =89MpaR(100Mpa)则强度足够，合格（2）从动轴与齿轮联接处d=60mm,考虑键槽在轴中部安装，故选键1860 GB/T1

32、096-1990,b=18mm,L=45mm,h=11mm,t=7mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2TIII/dkl=2372233/(60445) =69MpaR(100Mpa)则强度足够，合格9、联轴器的选择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，选用刚性凸缘联轴器 GYH5 J 型Tc=400 Nm ；n=8000r/min9.1联轴器参数GB/T5843-2003刚性套凸缘联轴器公称尺寸转矩 Tn=400Nm, TcTn, J型轴孔长度L=84mm；d1=40mm;D=68mm10、减速器附件的选择10.1减速器箱体设计机

33、座壁厚：=0.025a1=0.025161.751=5.04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=17.823mm18mm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

34、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=7244=116mmD2=D大（55.5）d3=9042=134mm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，不干涉Md1和Md3为准10.2其他技术说明窥视孔盖板 A=90mm， A1=120mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M201.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M161.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用8

35、吊环 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构11、减速器的润滑和密封11.1齿轮的润滑V齿=1.12m/s12m/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43mm。侵油深度（1-2）齿高，取20mm。11.2 滚动轴承的润滑类型为圆锥滚子轴承，故采用浸油润滑。常温低压。选择L-FC22牌润滑油11.3注意事项a) 润滑油中加抗氧化剂。b) 齿轮浸油深度h1=12个齿高。 (3)每千瓦功率的油池体积为0.350.7L.11.4密封方法（1）选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；（2）油尺处以及排油孔处用石棉胶纸密封；( 3 ) 视孔盖处用石棉橡胶纸密封.12、结论本次实践是学院针对机械类专业学生的一次比较接近实际的实践。其中主要包括转动比分配、齿轮和轴的理论设计，以及相关零件的作图。通过实践让自己学会许多在设计工程的实际问题，领悟了正确的设计思想，提高了分析工程问题的能力。这对往后的毕业设计和从事设计工作提供了正确的学习逻辑，对个人生活和学习有着巨大的影响。谢辞对于本次设计过程中帮助我的的老师和同学表示由衷的感谢，特别是柏子刚老师，在我整个实践过程中给我很多知道以及提出许多建设性的设计思想。我实践能过顺利的完成，离不开大家对我的帮助。在此再次感谢大家。参考文献1 刘莹，吴宗泽，