一级斜齿圆柱齿轮减速器(机械课程设计相关)

计算及说明结果一、传动方案拟定题目：设计带式输送机传动装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器（1）工作条件：皮带式输送机单向运转，有轻微振动，经常满载、空载启动、二班制工作，运输带允许速度误差为5%，使用寿命十年，每年工作300天。（2）原始数据：输送带拉力F=3.2kN；带速V=1.15m/s；滚筒直径D=400mm。整体传动示意图二、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器），卧式封闭结构。2、选择电动机的容量工作机的有效功率Pw为Pw=FV=3.2X1.15=3.68kW从电动机到工作机传送带间的总效率为η。η=由《机械设计课程设计指导书》可知：：V带传动效率0.96：滚动轴承效率0.98(球轴承)：齿轮传动效率0.97(8级精度一般齿轮传动)：联轴器传动效率0.99(齿轮联轴器)Pw=3.68kWη=0.83=54.94r/mini=17.47根据各段装配的零件及定位需要得出轴径和长度=110，=50=59，=58=59，=60=95，=65=7，=70=42.5，=60===：卷筒传动效率0.96由电动机到工作机的总效率η==0.83因此可知电动机的工作功率为：==kW=4.43kW式中：——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；Pw——工作机所需输入功率。kW；η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。3、确定电动机转速工作机卷筒轴的转速=r/min=54.94r/min按推荐的传动比合理范围，V带传动在(2～4)之间，一级圆柱齿轮传动在（3～6）之间，所以总传动比的合理范围=6～24，故电动机的转速可选范围为==330～1319r/min，符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min。根据容量和转速，有机械设计手册查出有两种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的对比情况见下表：表1传动比方案方案电动机型号额定功率（kW）同步转速r/min满载转速r/min重量(kg)总传动比V带传动减速器12Y132M2-6Y160M2-85.55.510007509607208411917.4713.113.22.55.465.24综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，可知方案1较合适（在满足传动比范围的条件下，有利于提高齿轮转速，便于箱体润滑设计）。因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率为Ped=5.5kW，满载转速n=1000r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置的总传动比为i===17.472、分配各级传动比===因i=，初取=3.2，则齿轮减速器的传动比为===5.463、计算传动装置的运动参数和动力参数（1）各轴转速Ⅰ轴===300r/minⅡ轴===54.95r/min卷筒轴r/min（2）各轴功率Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴（3）各轴转矩Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴表2运动和动力参数轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴转速n/r96030054.9454.94功率P/kW4.434.254.043.92转矩T/Nm44.07135.29702.13681.27传动比i3.25.461效率η0.960.950.97四、V带设计设计参数应该满足带速、小带轮包角、一般带根数等方面的要求。1、求计算功率Pc查表13-8得，2、选V带型号可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。由，n=960r/min查《机械设计基础》表13-15可知选A型，3、求大小带轮基准直径由表13-9可知不小于75mm，现取=由表13-9可知取4、验证带速在525m/s的范围内，合适5、求V带基准长度和中心距a初选中心距：+取，符合++由《机械设计基础》第205页13-2式可得带长+有表13-2对A型带选实际中心距：6、验算小带轮包角，合适7、求V带根数今n=960r/min,查表13-3，由式13-9得传动比查表13-5知：由查表13-7得：，查表13-2得：由此得，取4根8、求作用在带轮轴上压力查表13-1得q=0.1Kg/m；的单根V带的初拉力：轴上的压力：五、齿轮的设计（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数①选用闭式斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）②选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质，HBS=197-286;1limH=600MPa;1FE=450MPa；大齿轮材料取为：45号钢,正火处理HBS=156-217;2limH=380MPa;2FE=300MPa;(表11-1);由表11-5：HS=1；FS=1.25；HZ=2.5；FZ=188.9；（表11-4）[1H]=1limH/HS=600MPa；[2H]=2limH/HS=300MPa[1F]=1FE/FS=360MPa；[2F]=2FE/FS=240MPa按齿轮接触强度设计计算：选取齿轮为8级的精度制造，取载荷系数AK=1.3，（表13-3）；齿宽系数d=1.2；（表11-6）初选螺旋角=15o；小齿轮齿数1z=20；大齿轮齿数2z=205.46=110；213'1)][(12HHEdzzzuuKTd2330098.015cos9.1885.25.515.52.13.129.1352）（79.33mm模数nm=11coszd=2015cos33.79=3.83取nm=4；中心距'a=15cos2(21）zzmn270mm；螺旋角：=azzmn2)(arccos21=arccos2702130.4=15.64o；分度圆直径：'1d=cos1zmn=83.076mm；'2d=1id齿=456.918mm；齿宽b='1dd=1.279.33=99.6mm；取1b=105mm；2b=100mm；验算齿面弯曲强度：齿形系数1FaY=2.82;1SaY=1.57;2FaY=2.2;2SaY=1.84;（表11-8；11-9）1211112zbmYYKTnSaFaF=20410057.182.258.1323.122=48MPa；112212SaFaSaFaFFYYYY=4857.182.284.12.2=37.86MPa；1F[1F];2F[2F];故安全；齿轮的圆周速度：1000601'1nd=6000030083=1.3m/s齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称代号结果小齿轮大齿轮法面模数nm4螺旋角15.64o中心距'a270mm传动比齿i5.5法面压力角n20o齿顶高ah4齿根高fh5全齿高h9顶隙c1.125齿数z20110分度圆直径d83.076456.918齿顶圆直径ad91.076464.918齿根圆直径df73.076446.918齿轮宽b105100六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计。名称符号结果公式机座壁厚8mm0.025a+18机盖壁厚18mm0.02a+18机座凸缘壁厚度b12mm1.5机盖凸缘厚度1b12mm1.51机座底凸缘壁厚2b20mm2.5地脚螺钉直径fd24mm0.036a+12地角螺钉数n6a250-500时；n=6轴承旁连接螺栓直径1d16mm0.75fd机盖和机座连接螺栓直径2d12mm（0.5-0.6）fd轴承端盖螺钉直径3d10mm（0.4-0.5）fd窥视孔螺钉直径4d8mm（0.3-0.4）fd定位销直径d10mm（0.7-0.8）2dfd1d2d至外机壁距离1c见下表fd2d至凸缘边缘距离2c见下表轴承旁凸台半径1R2c外机壁纸轴承作端面距离1l40mm1c+2c+（8-12）大齿轮顶圆和内机壁距离112mm1.2齿轮端面和内机壁距离210mm机盖机座肋厚mm,17/7mm1185.0m85.0m轴承端盖外径2D140/165mm轴承端盖凸缘厚度t12mm（1-1.2）3d表1c,2c值（mm）螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30min1c13161822263440min2c11141620242834七：轴的设计1.高速轴的设计。（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS=197-286；（2）初步估算轴的最小直径据教材公式，II3nPcd查表14-2得c=110；IP3.952kw；In253.70r/min；II3nPcd=28mm；28（1+5%）=26.6取mind=30mm；2.轴的结构设计：考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径min30dmm；齿轮轮毂直径：毂d=）（齿宽25.1=（52.5-70）mm取毂d=55mm；根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为承d=45mm；查《机械设计手册》第三版P949；选取轴承：型号孔径外径宽B动载KN静载KN油r/min脂r/min7209AC45mm85mm19mm36.827.290006700两轴承支点间的距离：111222LBB；式中：1B―――――小齿轮齿宽，1――――――箱体内壁和小齿轮端面的间隙，2―――――――箱体内壁和轴承端面的距离，B―――――轴承宽度，得到：1L=168mm带轮对称线到轴承支点的距离：322322BBLllk；式中：2l―――――轴承盖的凸缘厚度，（Btccl22125=27）3l―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，15mmk―――――轴承盖M10螺栓头的高度，查得k=6；3B――――带轮宽度；6315392323efB（查表13-10得ef,的值）；求得：2L=88mm；2.按弯扭合成应力校核轴的强度。（1）计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力：1112dTFt=2135.29310/83=3257N径向力：costan11ntrFF=325764.15cos20tan=1231N轴向力：64.15tan3257tan11taFF=911.8N（2）计算支反力水平面：5.16282/32572/121tHHFFFN垂直面：1111222LdFLFFarV=840.9NVrVFFF2111231-840.9=390N（3）求F在支点产生的反力：7.697168881338122LLFFFN2035697133821VQFFFFN（4）求垂直面的弯矩:6.702122LFMVVNm2111LFMVV=32.76Nm（5）求水平弯矩：794.13621121LFMMHHHNm求合成弯矩：2222HVaMMM=252Nm2121'HVaMMM=136.43Nm（6）求轴传递的扭矩：29.1352dFTtNm（7）求危险截面的弯矩当量：a-a截面最危险，其当量弯矩为:22)(TMMae265Nm（8）计算危险截面处轴的直径：][1.013beMd=601.02653=35mm安全；3.低速轴的设计。①选择轴的材料：选取45号钢，调质，197-286②初步估算轴的最小直径据教材公式，IIII3nPcd查表14-2得c=110；IIP3.96kw；IIn54.95r/minIIII3nPcd=45.8；45.81.05=48.06mm取dmin=50mm；2.轴的结构设计：考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装联轴器处轴径：dmin=50mm；齿轮轮毂直径：毂d=）（齿宽25.1=（52.5-70）mm取毂d=65mm；根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为承d=60mm；查《机械设计手册》第三版P949；选取轴承：型号孔径外径宽B动载KN静载KN油r/min脂r/min7212AC60mm110mm22mm38.528.590006700两轴承支点间的距离：111222LBB；式中：1B―――――小齿轮齿宽，1――――――箱体内壁和小齿轮端面的间隙，2―――――――箱体内壁和轴承端面的距离，B―――――轴承宽度，得到