单级圆柱齿轮.doc

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1、华南理工大学课程设计说明书题目 V带单级斜齿圆柱减速器 院（系） 专 业 班 级 学 号 学生姓名 专业教研室、研究所负责人 指导教师 2008 年 1月 2 日课 程 设 计 （ 论 文 ） 任 务 书兹发给 班学生 课程设计（论文）任务书，内容如下： 1 设计题目： V带单级斜齿圆柱减速器 2 应完成的项目： （1） 减速器的装配图一张(A1) （2） 齿轮零件图 一张(A3) （3） 轴零件图一张(A3) （4） 设计说明书一份 3 参考资料以及说明： （1） （2） （3） （4） （5） （6） （7） 4 本设计（论文）任务书于2007 年12月 24日发出，应于2007 年1月

2、4 日前完成，然后进行答辩。目 录一、摘要.5一、设计任务.5二、传动系统方案的拟定.6三、电动机的选择传动装置的运动和动力参数计算.6四、V带传动设计.8五、齿轮动的设计计算.9六、轴的设计计算.11七、滚动轴承的选择及校核计算.14八、键联接的选择及计算.15九、联轴器的选择和计算.16十、减速器铸造箱体的设计. 16十一、减速器的润滑.17十二、设计总结.17十三、绘制装配图及零件工作图.17摘要 减速器是一种动力传动机构，单级圆柱齿轮展开式减速器是以齿轮为传动装置的一种减速器，应用非常广泛。与其他减速器相比斜齿圆柱齿轮减速器的主要特点是：能承受较大载荷，工作平稳；噪声小；刚性高，但是一

3、般体积较大，传动效率不高，精度不高。.因此，随着我国社会主义建设的飞速发展，国内已有许多单位自行设计和制造了这种减速器，并且已日益广泛地应用在国防、矿山、冶金、化工、纺织、起重运输、建筑工程、食品工业和仪表制造等工业部门的机械设备中，今后将会得到更加广泛的应用。本文以传动比分配与确定作为带传动、齿轮传动设计的主线；以润滑方式选择作为轴和轴上零件结构设计的前提；以键的选择和轴承寿命计算作为轴的结构尺寸的设计依据；以力的叠加原理作为轴强度校核、轴承寿命计算中方向未知力的处理原则。该机的设计大量运用标准件，大大缩短了设计工作量和降低了生产制造周期及成本。 设 计 任 务 书设 计 及 说 明结 果一

4、、设计任务1、设计题目：运输原料的带式输送机用的圆柱斜齿齿轮减速器2、设计说明： 设计参数如下:1) 运输带工作拉力F=2100 N2) 运输带工作速度V=1.4 m/s3) 滚筒直径 D=400 mm4) 滚筒效率及运输带效率 =0.945) 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷中等冲击,允许总传动比误差4%；6) 齿轮工作寿命10年，轴承使用寿命3年3、设计任务：选择电动机型号；确定传动零件的主要参数及尺寸；设计减速器.减速器装配图一张；零件工作图两张；设计说明书一份。参考资料：机械设计课程设计 朱文坚 黄平 主编机械设计基础 黄平 朱文坚 主编二：传动系统方案的拟定三电动机的选择传动装置

5、的运动和动力参数计算1. 选择电动机的类型按工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机 2. 确定电动机的容量电动机所需功率由公式 ：Pd=Pw/ (KW)根据已知条件F、V、D并可得到工作机所需有效功率 Pw=Fv/1000 KW传动总效率按下式计算 ：=1234nw查表2-3得:V带传送速率1=0.95,齿轮传动效率2=0.97,滚动轴承传动效率3=0.99(两对),弹性柱销联轴器效率4=0.993. 工作机效率: w =0.94则=0.95 x 0.97 x 0.99 x 0.993 x 0.94=0.8430Pd=Fv/(1000)=2100 x 1.4/（1000 0.8430）=3.

6、49 KW查表16-1选电动机，额定功率Ped为4.0KW3. 确定电动机的转速据已知条件计算运输机滚筒的工作转速: 由V=D nw /60*1000得nw=60x1000v/D=60x1000x1.4/x400=66.8(r/min)查表16-1得 电动机的合理同步转速：1500r/min电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）:电动机型号额定功率(kW)同步转(r/min)满载转速nm(r/min)堵载转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-44.0 1500 14402.2 2.2电动机得安装及有关尺寸:中心高H外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴 伸尺寸键公称尺寸1124003052

7、65190140122860 874. 确定传动装置的总传动比并分配各级传动比(1) 求传动比由选定的电动机的满载转速nm和工作机构转速nw,可求得传动装置的总传动比为: ia=nm /nw =1440/66.8=21.6(2) 分配传动装置传动比ia=i1i2取V带传动比i1=4.0则单级圆柱斜齿轮减速器的传动比i2=ia/i1=5.4实际传动比：ia= i1 i2=4.0113/21=21.5总传动比误差(ia-ia )/ ia =(21.6-21.5)/21.6=0.46%3% 合适5. 传动装置的运动和运动参数的计算(1) 计算各轴输入功率电动机轴 Pd =3.49kw轴(减速器高速轴

8、)PI=Pd 1= =3.49 x0.95=3.28KW)轴(减速器低速轴) P= PI23= 3.28x0.97x0.99=3.15(KW)(2) 计算各轴转速电动机轴nm=1440 r/min轴 n=nm/i1=1440/4.0=360 r/min轴 n= n/i2=360/5.4=66.7 r/min(3) 计算各轴转矩电动机轴Td =9550Pd/nm=9550x3.49/1440=23.1(N*m)轴TI=9550 PI / n =9550 x3.28/360=87.0(N*m)轴T=9550 P / n=9550 x3.15/66.7=451.0N*m把上述计算结果列于下表:输入功

9、率kw转速n (r/min)输入转矩T Nm传动比i效率电动机轴3.49144023.14.00.95轴3.2836087.0轴23.1566.7451.05.40.96四V带传动设计1. 确定计算功率Pc 根据V带工作条件,查表10-3,选工况系数KA=1.2， 所以 Pc=KAP=1.23.49=4.19 KW2. 选定V带型号根据Pc=4.19 kw n1=1440 r/min,由图10-10,选用A型带3. 确定带轮基准直径dd1,dd2 由表10-4选dd1 =90mm根据i=n1/n2=d2/d1从动轮基准直径dd2= (n1/n2)dd1=1440/4100=360mm4. 验算

10、带速VV=dd1n1/601000=3.14901440/601000=6.78m/sV在525 m/s范围内,故带的速度合适.5. 确定中心距和基准长度Ld初选中心距,由式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 代入数据得,0.7(100+355)a02(100+355) 315a0900故选择a0=600mm.初定V带基准长度L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+1.57450+4502/（4600） =1937mm根据初定的L0,由表10-2选取相近的基准长度Ld=2000mm近似计算实际所需中心距 aa0+(Ld-L0 ）/2=6

11、32mm6. 验算小带轮包角11=1800-(dd2-dd1 ）/a57.30=180-270/63257.3=155.50 11200,故主动轮上包角合适7. 确定带的根数ZZ=PC/(P0+P0)KKL由n1=1440 r/min dd1 =90mm,查表10-5得P0=1.059由i=4.0 查表10-6得P0=0.17kw查表10-7得K=0.935 查表10-2得KL=1.03.Z=4.19/(1.059+0.17)0.9351.03=3.54 取Z=48. 确定V带初拉力F0并计算作用在轴上的载荷FQF0=500PC/ZV（2.5/K 1）+qV2查表10-1得 q=0.11,所以

12、F0=5003.4.19 (46.78)(2.5/0.935-1)+0.116.782 =134.2 NFQ=2ZF0sin1/2=24134.2sin(155.5/2)=1049.2小带轮采用实心式，大带轮采用轮辐式五. 齿轮动的设计计算1. 选择齿轮类型、材料、精度1) 选用斜齿圆柱齿轮传动2) 选择齿轮材料;小齿轮选用45号钢,调质，HBS1=2303) 大齿轮用ZG310570正火，HBS2=1904) 选取齿轮为8级精度(GB10095-1988)5) 选小齿轮齿数Z1=21,大齿轮齿数z2=uz1=i2z1=5.421=113.1 取 Z2=1136) 初选螺旋角=120 2. 按

13、齿面接触疲劳强度设计 a(u1)（305/H）KT1/(au)1/3T1为小齿轮传递的转矩T1=87 (N*m) a为齿宽参数,轻型减速器可取a=0.5; K为载荷系数,对带式运输机,载荷中等冲击,且齿轮相对于轴承为对称布置,取K=1.3;H为齿轮材料许用接触应力,H=Hlim/SHMPAHlim为为实验齿轮的接触疲劳极限应力查图7-26,根据HBS1=230得Hlim1=560 N/mm(优质碳素钢调质)根据HBS2=190得Hlim2=375 N/mm(铸钢正火).查表7-5得安全系数SH=1.1,u为齿数比u=i=5.4所以H1=560/1.1=509.1 H2=375/1.1=340.

14、9计算时以H2代入计算:a(u1)（305/H）KT1/(au)1/3 =206mm 取a=206mm根据已选定的z1、z2和螺旋角,计算模数mnmn=2a cos/(z1+z2)=2206cos120/(21+113) =3.0 查表7-1取为标准值: mn=3.0 mm 修正螺旋角= arcos(mn(z1+z2)/ 2a)=12.650螺旋角在80200之间,合适故分度圆直径d1=mtz1= mn z1/ cos=3.021/cos12.650=64.6mmd2=mz2= mn z2/ cos=3.0113/cos12.650=347.4mm大齿齿宽b2=aa =0.5206=103mm

15、小齿齿宽b1= b2（510）取b1= 110mm3. 校核齿根弯曲强度=1.6KTYF/b mn d =1.6KTYF/b mn d2 许用弯曲应力F=Flim/SF查表7-5取SF=1.4查图7-24(c) 由HBS1=230 得Flim1=195HBS2=190 得Flim2=135=Flim1/SF=195/1.4=139.3 Mp=Flim2/SF=135/1.4=96.4 Mp校核小齿轮: 小齿轮当量齿数zv1=z1/ cos3=21/ cos312.65=21.5查图7-23得小齿轮齿形系数YF=2.85=1.6KTYF/b1mn d =1.6x1.3870002.85/(110

16、3.064.6)=24.2校核大齿轮:大齿轮当量齿数zv2= z2/ cos3=115.8查图7-23得大齿轮齿形系数YF2=2.18=1.6KTYF/b mn d2 =1.61.34510002.18/(1033.0347.4)=18.4 所以大小齿轮的弯曲强度足够4. 确定齿轮的主要几何尺寸中心距a=206mm 传动比i=5.4法面模数mn1=3.0 mm 端面模数mt1=3.07mm法面压力角=200 齿顶高ha= mn =3.0 齿根高hf=1.25mn=3.75mmz1=21 d1= 64.6mm da1= d1+2mn=70.6mmdf1=d1-2hf=57.1mm b1=110m

17、mz2=113 d2= 347.4mm da2= d2+2mn=353.4mmdf2=d2-2hf=339.9mm b2=103mm 5. 齿轮结构设计小 齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用辐板式锻造结构齿轮，按表计算结构尺寸，然后据此绘出齿轮结构图六、轴的设计计算1. 高速轴的设计(1)选择轴的材料选用45号钢,调质处理,HBS=230(2)初步估算轴的最小直径根据教材P204公式 取A0=110得 dA0=110(3.28/360)1/3=22.97mm(3)轴的结构设计,初定轴径及轴向尺寸考虑带轮的结构要求及轴的刚度.取装带轮处轴径dmin=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm

18、, 两轴承支点间的距离为L1=B1+21+22+B 式中小齿轮齿宽B1=110mm1箱体内壁与小齿轮端面的间隙, 取1=12mm2-箱体内壁至轴承端面的的距离, 取2=10mmB-轴承宽度,初选7308AC型角接触球轴承,查表13-4得B=23代入上式得 L1=110+212+210+23=177mm带轮对称线至轴承支点的距离为L2=B/2+l2+k+l3+B3/2 (参照课程设计P163)l2=+c1+c2+5+t-2-B=8+26+21+5+10-10-23=37mm k=10mm l3=15mmB3带轮宽度B3=2f+(n-1)e 查表10-8得f=9,e =15,n=4 B3=63 所

19、以L2= B/2+l2+k+l3+B3/2=23/2+37+10+15+63/2105按弯扭合成应力校核轴的强度 (见课本163)a) 绘出轴的计算简图 如图所示 b) 计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力 Ft1=2T1/d1=2787000/64.6=2693.5N径向力 Fr1= Ft1 tann/cos=2693.5tan20/cos12.65=1004.7N轴向力 Fa1=Ft1tan=2693.5tan12.65=604.5 N带传动作用在轴上的压力Q=FQ=1049.2Nc) 计算支反力水平面 RAH=RBH=Ft1/2=1346.75 N垂直面 MB=0 RAV177- Fr

20、188.5- Fa1d1/2-Q(105+177)=0 RAV=2284 N F=0 RBV= RAV-Q- Fr1=2284-1049.2-1004.7=230.1Nd) 作弯矩图水平面弯矩 MCH=-RBH177/2=-1346.7588.5=-119187 Nmm垂直面弯矩 MAV=-Q105=-1049.2105=-110166 NmmMCV1=-Q(105+88.5)+ RAV88.5=-1049.2193.5 +228488.5=-886 NmmMCV2=- RBV177/2=-230.188.5=-20355 Nmm合成弯矩 MA= MAV=118560 Nmm e) 作转矩图

21、TI=87000 Nmmf) 作计算弯矩图当扭转剪应力为脉动循环变应力时，取系数=0.6，则 g) 按弯扭合成应力校核轴的强度轴的材料为45号钢，调质，查表得拉伸强度极限B=650MPa对称循环变应力时的许用应力-1 b =60MPa由计算弯矩图可见，C剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为caC1=M caC1/WM caC1/0.1dc3=131670/0.157.13=7.07-1 b （安全）D剖轴径最小，该处的计算应力为caD=M caD/WM caD/0.1dD3=52200/0.1303=19.3MPa-1 b （安全）h) 精确校核轴的疲劳强度(略)2. 低速轴的设计(1)选择轴

22、的材料选用45号钢,调质处理,HBS=230(2)初步估算轴的最小直径根据教材P204公式 取A0=110得 dA0=110(3.15/66.7) 1/3=39.76mm考虑到装链轮处有一键,轴应加大5%d1.05*39.76=41.75mm取装带轮处轴径dmin=50mm取轴承处轴径d=65mm 两轴承支点间的距离:L4=B2+21+22+B式中大齿轮齿宽B2=103mm1箱体内壁与小齿轮端面的间隙, 取1=12mm2-箱体内壁至轴承端面的的距离, 取2=13.5mmB-轴承宽度,初选7313c型角接触球轴承,查表13-4得B=33代入上式得L4=103+212+213.5+33=187mm

23、联轴器对称线至轴承支点的距离为L3=B/2+l2 +l3+B3/2l2=25.5mm l3=15mm B3=112(表15-4查联轴器得)代入 L3=B/2+l2 +l3+B3/2=128mm七滚动轴承的选择计算减速器为斜齿圆柱齿轮,中等载荷冲击,轴向冲击小,故选用角接触球轴承,由轴的尺寸,初定高速轴轴承型号7308AC,低速轴上轴承型号7313AC校核高速轴轴承初步选定高速轴型号7308AC 根据条件，轴承预计寿命163603=17280小时（1）计算轴承载荷a) 轴承的径向载荷b) R1=(RAH2+RAV2)1/2=(1346.752+22842)1/2=2419 NR2=(RBH2+R

24、BV2)1/2=(1346.752+230.12)1/2=1293 N c) 轴承的轴向载荷由表18-12得70000AC型轴承的内部轴向力SA=0.7 RA=0.72651=1855.7NSB=0.7 RB=0.71366=956.2N外部轴向力Fa=604.5 NSB+Fa=956.2+604.5=1560.7 N0.68 FB/RB=0.920.68查表18-11得X1= 0.41 Y1=0.87 X2=0.41 Y2=0.87当量动载荷P1=0.412651+0.871855.7=2701.4NP2=0.411366+0.871251.2=1648.6Ne) 计算轴承的预期寿命因两端选

25、择同样尺寸的轴承,PAPB,以PA代入计算工作温度正常,查表18-8得fT=1;中等冲击载荷,查18-9得fF=1.5查表13-4得7308AC型轴承的径向额定动载荷C=67000NCA =fTPA/fT(60n1LH/106)1/=1.52701.4(6036017280/106)1/3=29175因为CAC （安全）八、键的选择和计算1. 高速轴与V带轮用键联接a) 选用单圆头普通平键(C型)按轴径d=30mm及轮毂长B3=63mm 查表10-1选C856GB/T 1096-1979b) 强度校核键材料用45号钢,V带轮材料为铸铁,查表得许用应力p=5060Mpa,键的工作长度l=L-b/

26、2=56-8/2=52mm , k=h/2=7/2=3.5mm挤压应力p=2 TI103/kld=2*87.0*103/3.5*52*30=31.87mpap,安全2. 低速轴与齿轮用键链接a) 选用圆头普通平键(A型)按轴径d=72mm及轮毂长B2=103mm,查表14-1选键2090 GB/T 1096-1979 b) 强度校核键材料用45号钢,齿轮材料为铸铁,查表得许用应力p=100120Mpa,键的工作长度l=L-b=90-20=70mm , k=h/2=12/2=6mm挤压应力p=2 T103/kld=2*451.0*103/6*70*72=29.8 Mpa p,安全3. 低速轴与联

27、轴器用键链接a) 选用普通平键(A型)按轴径d=55mm及联接处长B3=112mm,查表10-1,选键A14100 GB/T 1096-1979b) 强度校核键材料用45号钢,弹性柱销联轴器材料为铸钢,查表得许用应力p=100120Mpa,键的工作长度l=Lb=100-14=86mm k=h/2=9/2=4.5mm查表取弹性柱销联轴器工作情况系数Ka=1.5p=2Ka T103/kld=2*1.5*451*103/4.5*86*55=63.1mpap,安全九. 联轴器选择联轴器的计算转矩Tc查表19-1取工作情况系数Ka=1.5 ，因前面在计算电动机功率时已考虑功率备用系数1.2得 Tc=Ka

28、T =1.5/1.2451.0=563.75N*m根据工作条件选用十字滑块联轴器,查表15-4得弹性柱销联轴器得许用转矩T=1250 N*m许用转速n=4000 r/min, 配合轴径d=55mm 配合长度L1=112mm十.确定减速器箱体的主要结构尺寸 名称结果（mm）名称结果(mm)底座壁厚8轴承盖固定螺钉直径10 12箱盖壁厚8轴承盖螺钉分布圆直径110 165底座上部凸圆厚度12轴承座凸缘端面直径130 185箱盖凸圆厚度12螺栓孔凸缘的配置尺寸26，21，40底座下部凸圆厚度20地脚螺栓孔凸缘尺寸30，25，48底座加强筋厚度8箱体内壁与齿轮距离12底盖加强筋厚度7箱体内壁与齿轮端面

29、距离12地脚螺栓直径16底座深度210地脚螺栓数目6外箱壁至轴承端面距离55轴承座联接螺栓直径12视孔盖固定螺钉直径6箱座与箱盖联接螺栓直径10底座高度 230十一.减速器的润滑齿轮传动圆周速度v=d1n1/60000=3.1464.6360/601000=1.22 m/s因v12m/s,所以采用浸油润滑,由表14-1,选用L-AN68全损耗系统用油(GB443-1989),大齿轮浸入油中的深度约为1-2个齿高,但不应少于10mm.对于轴承的润滑,因v12ms,采用脂润滑,选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),由表只需填充轴承空间的1/31/2,并在轴承内侧设挡油环,使油池中的油不能进入轴承以至稀释润滑脂.F=2100NV=1.4m/sD=400mmPed=4.00KW 电动机型号为Y112M-4dd1=90mmdd2=360mmLd=2000mma=632mmZ=4FQ=1049.2 NZ1=21Z2=113d1=64.6mmd2=347.4mmb1=110mmb2=103mmL1=177mmL2=105mmL4=187mmL3=128mmC856 GB/T1096-1979A2090 GB/T1096-1979A14100 GB/T1096-1979