單級(一級)斜齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書.doc

單級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計說明書 目 錄1. 電動機的選擇計算. .22. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算. . . .33. 傳動零件的設計計算. .44. 齒輪的設計計算. . . .75. 軸的設計計算.106. 減速器高速軸的校核.137. 減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算.158. 高速鍵聯(lián)接的選擇和驗算.169. 減速箱箱體的設計.1710. 潤滑與密封.19 一、電動機的選擇計算如圖2-1所示的帶式運輸機的傳動系統(tǒng)中傳送帶卷筒轉速130r/min，減速器輸出軸功率5.5KW。該傳動設備兩班制連續(xù)工作，單向回轉，有輕微振動，卷筒轉速允許誤差為5%，使用期限10年。試選擇電動機。圖2-11.選擇電動機系列按工作要求及工作條件選用三相異步電動機,封閉自扇冷式結構,電壓為380V,Y系列。 2.選擇電動機功率傳動裝置的總效率： V帶傳動的效率 帶=0.96閉式齒輪的傳動效率 齒輪=0.97一對滾動軸承的效率 軸承=0.99傳動總效率=0.960.970.992=0.9127；所需電動機功率 =6.6026KW可選用Y系列三相異步電動機Y160M-6型，額定功率P0 =7.5kw,滿足P0 Pr。3.選取電動機的轉速卷筒轉速 =130r/min根據(jù)滾筒所需的功率和轉速，可選擇功率為7.5KW，同步轉速為1000r/min型號的電動機。電動機數(shù)據(jù)及傳動比電機型號額定功率/KW同步轉速/（r/min）滿載轉速/(r/min)總傳動比Y160M-67.510009707.6二、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算1、分配傳動比電動機的滿載轉數(shù)n0=970r/min總傳動比 i總 = n0/nw = 970/130=7.46取i帶 =2，則減速器的傳動比 i齒輪= i總/i帶=7.46/2=3.732、各軸功率、轉速和轉矩的計算0軸：即電機軸Pr=7.5kwnw=970r/minTr =9550Pr/nw=95507.5/970=59.27Nm軸：即減速器高速軸采用帶聯(lián)接傳動比i帶 =2，帶傳動效率帶=0.96， P1= P001= P0帶 =7.50.96=5.78kwn1= n0/i 01=970/2=485r/minT1=9550P1/n1=95505.78/485=113.81軸：即減速器的低速軸，一對滾動軸承的傳動比效率為軸承=0.99 閉式齒輪傳動的效率為齒輪=0.97則12=0.990.97=0.96P=P12=5.780.96=5.55kwn=n/i=485/3.73=130.03r/minT=9550P/n=95505.55/130.03=407.62各軸運動及動力參數(shù)軸功率P/kw轉速n/(r/min)轉矩T/Nm傳動型式傳動比效率電動機7.597059.27V帶傳動20.96高速軸5.78485113.81閉式齒輪傳動3.730.97低速軸5.55130.03407.62三、傳動零件的設計計算1、V帶傳動的設計算(1)確定設計功率PC , 載荷有輕度沖擊， 2班制， =1.2PC=P=7.22kw(2)選取V帶的型號 根據(jù)PC和n0，因工作點處于B型區(qū)，故選B型帶。(3)確定帶輪基準直徑、選擇小帶輪直徑確定=125mm驗算帶速VV=6.35m/s在5m/s25m/s之間，故合乎要求。確定從動輪基準直徑(書P211)=(1-)=2125(1-0.02)=245mm取從動輪基準直徑為=250mm (4)確定中心距a和帶的基準長度Ld初定中心a（書P220）取初定中心距0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)a0=400mm確定帶的計算基準長度Ld按式 L=2a+( +)+=1388.83mm取標準Ld =1400確定實際中心距=+=400+=405.59(5)驗算包角180-57.3=180-57.3=162.341200 符合要求(6)確定帶根數(shù)z根據(jù)電機的轉速n=970和小帶輪直徑125mm，查得 P=1.67kw ， P=0.30 (i=2)，K=0.95，K=0.90 Z=4.29根取Z=5根（7）、計算作用于軸上的載荷F單根V帶的初拉力：F0=500(-1)+q=500=192.37N式中q查得q=0.17Kg/m。F=2FZ=1900.90N（8） 帶輪結構設計300mm 用孔板式輪緣與小輪相同，輪轂與軸同時設計。四、齒輪的設計計算：1.選擇齒輪材料精度等級齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理， 小齒輪45鋼調質,硬度210220HB，取220HBS； 大齒輪45鋼正火,硬度170210HB，取200HBS。計算循環(huán)次數(shù)NN=60nj=604851(1036516)=1.2710N=3.4210取載荷系數(shù)S=1.1由圖11-1（書166頁）查得 =500Mpa ， =460MPa計算許用接觸應力= =454.55Mpa= =418.18Mpa取=420MPa2.按齒面接觸強度確定中心距小輪輪距 TT=9.5510=9.5510=1.1410Nm取得K=1.4，得=1，a =133.66mm取中心距a=140mm 取小輪齒數(shù)=20則大齒輪數(shù)=75所以=75/20=3.75計算得到=（3.75-3.72）/3.72=0.8%在正負5%之間，故合理。模數(shù)m=2.87mm,取m=3mma=142.5mm齒寬b=60mm分度圓直徑：=m=60mm=m=225mm圓周速度v=3.1460485/601000=1.52m/s應選用9級精度。3驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅動載荷輕度沖擊由表11-3得k=1.25由圖11-2（b）按9級精度和vZ/100=1.02425/100=0.256m/s得kv=1.024 校核齒根彎曲疲勞強度=360MPa=240MPa=48.27MPa 計算軸承A的壽命PA= 預期壽命滿足要求八、高速軸鍵聯(lián)接的選擇和驗算大帶輪裝在高速軸軸端，需用鍵進行周向定位和傳遞轉矩。由前面設計計算得知：V帶帶輪材料為鋼 ，軸的材料為45鋼，V帶與軸的配合直徑為35mm，V帶輪轂長為70mm，傳遞轉矩T=114.11Nm1.選擇鍵的材料、類型和尺寸。a.鍵的材料選用45鋼，b.選擇最常用的A型普通平鍵，因為它具有結構簡單，對中性好，裝拆方便等優(yōu)點。c.鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑 d=35mm由標準中選定，鍵的長度由輪轂長確定，查表得bh=8*7,L=65mm.2.鍵聯(lián)接的強度計算普通平鍵的主要失效形式是鍵，軸和輪轂三個零件中較弱零件的壓潰。由于帶輪材料是鋼，許用擠壓應力由表9-7（指導書135頁）查得=100MPa。鍵的計算長度l=L-b=65-8=57mm =100Mpa安全九、減速器箱體的結構設計參照參考文獻機械設計課程設計（修訂版） 鄂中凱，王金等主編 東北工學院出版社 1992年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的結構尺寸如表8.1箱體的結構尺寸減速器箱體采用HT200鑄造，必須進行去應力處理。設計內容計 算 公 式計算結果箱座壁厚度=（56）mm取=8mm箱蓋壁厚度18=（6.4608）取1=8mm機座凸緣厚度bb=1.5=1.58=12mmb=12mm機蓋凸緣厚度b1b1=1.51=1.58=12mmb1=12mm箱底座凸緣厚度PP=2.5=2.58=20mmP=20mm地腳螺釘直徑和數(shù)目Df=16mm n=4Df=16mm n=4 通氣孔直徑Df=20mmDf=20mm地腳沉頭座直徑D0D0=45mmD0=45mm底座凸緣尺寸C1min=25mm C1min=25mm C2min=23mmC2min=23mm軸承旁連接螺栓直徑d1d1= 12mmd1=12mm定位銷直徑d =(0.70.8)9=6.37.2d =7mm箱座蓋連接螺栓直徑d 2 =(0.50.6)16=89.6mmd 2 =8mm大齒輪頂園與箱內壁距離=1.289.6mm=10mm上下箱連接螺栓通孔直徑d28 （1015）mm=10mm軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目n,d3n=4, d3=8mmn=4d3=8mm檢查孔蓋螺釘直徑d4d4=（0.30.4）16=4.86.4mmd4=6mm軸承端蓋外徑D1D1=(55.5) 7+62=97100.5取D1=100mm（凸緣）箱體外壁至軸承座端面距離KK= C1+ C2+(58)=32mmK=32mm機蓋、機座肋厚m1,mm1=0.851=6.8mm, m=0.85=6.8mmm1=7mm, m=7mm十、潤滑與密封1減速器齒輪傳動潤滑方式和潤滑油的選擇a.減速器齒輪傳動潤滑方式:油潤滑；b.潤滑油的選擇：工業(yè)閉式齒輪油（GB/T59031995）代號為100。2減速器軸承潤滑方式和潤滑劑的選擇 a.油潤滑； b.潤滑劑：150號機械油3.減速器密封裝置的選擇、通氣器類型的選擇 密封裝置的選擇：高速軸：氈圈 45 FZ/T920101991 低速軸：氈圈 53 FZ/T920101991 第18頁 共19頁