一级斜齿圆柱齿轮减速器设计

目录机械设计课程设计计算说明书前言一、课程设计任务书说明书………………………………………………计算过程及计算说明一、传动方案拟定…………………………………………………………二、电动机选择……………………………………………………………三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………四、运动参数及动力参数计算……………………………………………五、V带传动的设计计算…………………………………………………六、轴的设计计算…………………………………………………………七、齿轮传动的设计计算…………………………………………………八、滚动轴承的选择及校核计算…………………………………………九、键联接的选择…………………………………………………………十、箱体设计………………………………………………………………十一、润滑与密封…………………………………………………………十二、设计小结……………………………………………………………十三、参考文献……………………………………………………………课程设计任务书说明书设计一个用于带式运输一级直齿圆柱齿轮减速器。输送机连续工作，单向运转，载荷平稳，输送带拉力为1.5KN，输送带速度为1.3m/s，卷筒直径为300mm。输送机的使用期限为10年，2班制工作。计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1）工作条件：运输机两班制连续工作，单向运转空载启动。工作载荷基本平稳，大修期限5年（每年按300个工作日计算），运输机卷筒轴转速容许误差为±5%，卷筒效率为ηw=0.96。（2）原始数据：卷筒组力矩M=600N.m；滚筒转速nw=85r.min﹣¹。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2、电动机功率选择：（1）工作机所需要的功率Pw卷筒组力矩M=600N.m；滚筒转速nw=85r.min﹣¹,工作效率ηw=0.96。工作机所需功率为Pw=Mnw/9550ηw=600×85/（9550×0.96）=5.56kW（2）电动机所需功率Pd′Pd′=Pw/η查表3-1查得V带传动、滚动轴承、齿轮传动、联轴器的传动效率，ηv=0.96、计算结果Pw=5.56kWη=0.90ηz=0.99、ηc=0.97、ηl=0.99，则传动装置总效率η为η=ηvη²zηcη=ηv=0.96×0.99²×0.97×0.99=0.90Pd′=Pw/η=1.6kW/0.91=6.18kW按表9-1确定电动机额定功率为Pd=7.5kW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：nw=85r/min﹣¹按手册推荐的传动比合理范围，取一级斜齿圆柱齿轮传动比范围i1=3～5。取V带传动比i2=2～4，则总传动比理时范围为i∑=6～20。故电动机转速的可选范围为nd=i∑×nw=（6～20）×85=510～1700r/min﹣¹符合这一范围的电动机型号有720r/min﹣¹、970r/min﹣¹的电机。4、确定电动机型号综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比等因素，选择电动机型号Y160M-6。其主要性能：型号额定功率/KW满载转矩/(r/min)额定转矩最大转矩Y160M-67.59702.02.0三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比是指电动机的满载转矩nd与工作机得转矩nw之比：i∑=nd/nw=970/85≈11.412、分配各级传动比（1）根据指导书P11表3-2，取齿轮i2=4（V带传动比i2=2～4合理）（2）∵i∑=i1×i2∴i1=i∑/i2=11.41/4=2.85四、运动参数及动力参数计算Pd′=6.18kWPd=7.5KWnw=85r/min﹣¹电动机型号Y160M-6i∑=11.41i1=2.85i2=4nI=340r/min﹣¹nII=85r/min﹣¹1、计算各轴转速（r/min）Ⅰ轴：nⅠ=nd/i1=970/2.8525=340r/min﹣¹Ⅱ轴：nII=nI/i2=340/4=85r/min﹣¹2、计算各轴的功率（KW）Ⅰ轴：PI=Pdηv=7.5×0.96=7.2KWⅡ轴：PII=PIηzηc=7.2×0.99×0.97=6.91KW卷筒轴：P卷=PIIηzηl=6.91×0.99×0.99=6.77KW3、计算各轴扭矩（N·mm）电动机输出转矩：Td=9550×Pd/nd=9550×7.5/970=73.8N·mⅠ轴：TI=9550×PI/nI=9550×7.2/340=202N·mⅡ轴：TⅡ=9550×PII/nII=9550×6.91/85=771N·m卷筒轴：T卷=9550×P卷/nw=9550×6.77/85=756.6N·m五、V带传动的设计计算1.确定计算功率PCa由课本表8-7得：kA=1.2Pca=KAPd=1.2×7.5=9KW2.选择V带型号根据Pca、nd由课本图7.11得：选用C型：dd1min=200mm3.确定大带轮的基准直径，并验算带速v1）验算带速v按课本式7.20验算带的速度v=πdd1nⅠ/（60×1000）=π×200×970/（60×1000）=10.12m/s一般在5-25m/s范围内，带速合适。2）根据课本P104，计算大带轮的基准直径PI=7.2KWPII=6.91KWP卷=6.77KWTd=73.8N·mTI=202N·mTII=771·mT卷=756.6N·mPca=9KW带速V=10.12m/sdd1=200mmdd2=560mm2.8vi实际dd2=1idd1=570，查表取dd2=560，则实际2.8vi,4.确定带长和中心矩:1）根据课本式7.210.7（12dddd）0a2(12dddd)，初定中心距0a=1000mm2）由课本式7.22计算带所需的基准长度:`dL≈20a+π(12dddd)/2+(12dddd)2/（40a）=2×1000+3.14×760/2+2360/410003244mm由课本表7.3选带的基准长度Ld=3550mm按课本式7.23实际中心距a:a≈0a+（12dddd）/2=1153mmminmaxa1002.8a1253.5mmmm5.验算小带轮上的包角α1α1=1800-（dd2-dd1）×57.30/a=16101200（适用）6.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=200mm和nw=970r/min﹣¹根据课本表7.6(a)得P0=4.66KW根据nw=970r/min﹣¹，i1=2.8525和C型带，查课本表7.6(b)得△P0=0.83KW根据课本表7.9得Ka=0.95根据课本表得KL=0.98，于是Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（4.66+0.83）×0.95×0.98=5.11kw2)计算V带的根数Z。z=PCa/Pr=9/5.11=1.76圆整为2根=4.075i齿实际0a=1000mmLd=3550mma=1153mmminmaxa1002.8a1253.5mmmmα1=1610Z=2F0min=393NFpmin=1550N7.计算单根V带的初压力的最小值F0min由课本表7.4得c的单位长度质量q=0.30kg/m，所以：F0min=500（2.5-Ka）PCa/Kazv+qV2=393N应使带的实际初拉力F0F0min。8.计算压轴力Fq压轴力的最小值为Fqmin=2zF0minsin（α1/2）=1550N综上可知带传动的设计参数如下：选用C型V带传动比i带=2.8带数Z=2V带额定功率Pr=5.11KW带速：v=10.12基准直径：dd1=200mm，dd2=560六、齿轮传动的设计计算1、选定齿轮材料及精度等级及齿数(1)材料选择。由表课本表8.7选择小齿轮材料为45调质处理，硬度为260HBS，大齿轮材料为45钢正火处理硬度为215HBS(2)机器为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。(3)按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式8.24d1≥(5902KT1(u±1)/φdu[σH]2)1/31）由表8.8选择载荷系数K=1.22）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×PI/nI=9.55×106×7.2/340=2.02×105N·mm3)计算接触疲劳许用应力[σH]T1=2.02×105N·mmN1=4.9×108N2=1.2×108[σH]=σHminZn/sHmin由课本表8.29查得σHlim1=610Mpa,σHlim2=500Mpa接触疲劳Zn由公式N=60njtH得N1=60×340×5×300×16=4.9×108N2=N1/i齿=3.67×108/4.075=1.2×108由图8.30得Zn1=1.06,Zn2=1.13取sHmin=1[σH1]=646.6Mpa[σH2]=565Mpa试算小齿轮分度圆直径1d表8.10选择d=1.1d1≥(5902KT1(u±1)/du[σH]2)1/3=69.58mm取70mm(4)确定主要参数1)选小齿轮齿数z1=30，大齿轮齿数z2=30×4.075=123。2)初选螺旋角=15o。3)计算模数m0：m0=d1cos/z1=69.58cos15o/20≈2.23mm查表取m0=2.25mm4)计算中心距ad2=d1i齿=283.54mm∴a0=176.6mma=180mm取5)计算螺旋角cos=m0(z1+z2)/2a=0.95625≈17°6)分度圆直径d1=z1(m0)/cos=70.59mmd2=z2(m0)/cos=289.41mm齿宽bb=dd1=1.1×70.59mm76.53mm取b2=80mm则b1=85mm7)计算圆周速度v。v=πd1nI/（60×1000）=1.26m/s因为Ｖ＜６m/s，故取８级精度合适。[σH1]=646.6Mpa[σH2]=565Mpaz1=30z2=123m0=2.25mma=180mm≈17°d1=70.59mmd2=289.41mmb1=85mmb2=80mmv=1.26m/s3.校核弯曲疲劳强度（1）1)复合齿形因素yFs311322/cos34.31/cos140.67vvzzzz14.1Fs查表得y23.9Fsy2)弯曲疲劳许用应力bbbblimbbFlimNyS由图8.33得弯曲疲劳应力极限bblim1=490paMbblim2=410paM由图8.34弯曲疲劳寿命系数1=1Ny2=1Ny弯曲疲劳最小安全系数Flim1Sbb1=490paMbb2=410paM3)校核计算bb1=1011.6Tcos124FsKYbmzbb1bb2=bb12bb21y119FsFsybb2综上可知，齿轮的设计参数如下：小齿轮分度圆直径：d1=70.59mm大齿轮分度圆：d2=289.41mm中心距a=180mm小齿轮齿宽：B1=85mm大齿轮齿宽：B2=80模数m=2.25七、轴的设计计算由《机械设计》P206表11-1选取轴的材料为45钢调质处理，硬度217~255HBs，抗拉强度极限MPaB640，屈服极限MPaS355，弯曲疲劳极限MPa2751，许用弯曲应力[1]=60MPabb1=490paMbb2=410paMkWP91.62，min/852rn，2771TNm查《机械设计》P212表11-2,取:110C0I轴:mmnPd4.30C31110min1II轴:mmnPd6.47C31220min21、低速轴的设计计算取低速轴最大转矩轴进行计算,校核.考虑有键槽,将直径增大%5,则:2min47.615%50dmm轴的结构设计.联轴器的计算转矩:1TcaAKT由表查得:5.1AK,1.577111565caTNm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查《设计手册》,选择II轴与III轴联轴器为弹性