V带单级斜齿圆柱齿轮减速器00252.docx

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V带单级斜齿圆柱齿轮减速器00252

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定…………….……………………………….3

二、电动机的选择……………………………………….…….4

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5

四、运动参数及动力参数计算………………………….……5

五、传动零件的设计计算………………………………….….6

六、轴的设计计算………………………………………….....13

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…26

八、键联接的选择及计算………..……………………………30

九、联轴器的选择………………………………………….....31

十、减速器附件的选择………………………………….….32

十一、润滑与密封…………………………………………....34

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

（1）设计题目：

设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器

（2）工作条件：

两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限5年，环境最高温度35℃。

（3）原始数据：

运输带工作拉力F=2100N；带速V=1.6m/s<允许运输带速度误差为±5%）；滚筒直径D=400mm。

一：

传动方案拟定<已给定）

1）、外传动为v带传动

2）、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器

3）、方案简图如下：

.

4）、该工作机有轻微振动，由于V带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。

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，电压380V

2、电动机功率选择：

<1）电动机工作所需的有效功率为

P=FV/1000=2100×1.6/1000=3.36KW

<2）传动装置的总功率：

带传动的效率η带=0.95

齿轮传动效率η齿轮=0.97

联轴器效率η联轴器=0.99

滚筒效率η滚筒=0.96

轴承效率η轴承=0.99

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96

=0.87

<3）电机所需的工作功率：

Pd=P/η总=3.36/0.87

=3.86KW

根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=（1~1.3>Po=3.86~5.018KW

查手册得Ped=4KW

选电动机的型号：

Y132M1-6

则n满=960r/min

三、计算总传动比及分配各级的传动比

工作机的转速n=60×1000v/（πD>

=60×1000×1.6/3.14×400

=76.43r/min

i总=n满/n=960/76.43=12.56

查表取i带=3则i齿=12.56/3=4.19

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速

n0=n满=960（r/min>

nI=n0/i带=960/3=320

nII=nI/i齿=320/4.19=76.37（r/min>

nIII=nII=76.37（r/min>

2、计算各轴的功率

P0=Pd=4KW

PI=P0×η带=4×0.95=3.8KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=3.8×0.99×0.97=3.65KW

PIII=PII×η联×η轴承=3.65×0.99×0.98=3.54KW

3、计算各轴扭矩

T0=9550P0/n0=9550×4/960=39.79N·m

TI=9550PI/nI=9550×3.8/320=113.41N·m

TII=9550PII/nII

=9550×3.65/76.37=456.43N·m

TIII=9550PIII/nIII

=9550×3.54/76.37=442.67N·m

五、传动零件的设计计算

1、带轮传动的设计计算

（1>根据设计要求选择普通V带截型

由表8-7查得：

kA=1.1

Pca=KAP=1.1×4=4.4KW

由图8-11查得：

选用A型V带

（2>确定带轮基准直径，并验算带速

由表8-6和表8-8取主动轮基准直径为dd1=112mm

从动轮基准直径dd2=idd1=3×112=336mm

取dd2=335mm

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×112×960/60×1000

=5.63m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

<3）确定带长和中心矩

1.7（dd1+dd2>≤a0≤2（dd1+dd2>

1.7（112+355>≤a0≤2×（112+355>

所以有：

326.9≤a0≤934

初步确定a0=600mm

由L0=2a0+π（dd1+dd2>/2+（dd2-dd1>2/4a0得：

L0=2×600+π（112+355>/2+（355-112>2/4×600

=1957.79mm

由表8-2确定基准长度Ld=2000mm

计算实际中心距

a≈a0+（Ld-L0>/2=600+<2000-1957.79）/2

=621.105mm取a=620mm

（4>验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1>/a×57.30

=1800-<355-112）/621.105×57.30

=157.50>1200<适用）

<5）确定带的根数

由n0=960r/mindd1=112mmi=3

查表8-4a和表8-4b得

P0=1.20kw△P0=0.12kw

查表8-5得Kα=0.93查表8-2得KL=1.03

由Z=Pca/[p]=KAP/（P1+△P1>KαKL得：

=4.4（1.20+0.12>×0.93×1.03

=3.5取Z=4

（6>计算张紧力F0

由表8-3查得q=0.1kg/m，则：

F0=500Pca<2.5-ka）/kaZV+qV2

=500×4.4/<2.5-0.93）/0.93×4×5.63

+0.1×5.632N=168.09N

则作用在轴承的压轴力FQ：

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×168.09×sin157.580/2

=1324.96N

2、齿轮传动的设计计算

<1）选择齿轮材料及精度等级

参考表6-2初选材料。

小齿轮选用45钢,调质。

齿面硬度为197~286HBW。

大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度156~217HBW；根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图10-21a线查得齿面接触疲劳极应力为：

限

σHlim1=580MPaσHlim2=530Mpa

按图10-20b线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：

σEF1=244MpaσEF2=204Mpa

按图10-20c查得接触寿命系数KHN1=1.02KHN2=1.1

按图10-20c查得弯曲寿命系数YN1=0.9YN2=0.95其中

N1=60rn1tn=60×1×（960/3>×5×300×16=4.6×108

N2=N1/4.19=1.098×108

根据要求取安全系数S=1

[σH1]=（KHN1×σHlim1>/S=（1.02×580>=591MPa

[σH2]=（KHN2×σHlim2>/S=（1.1×530>=583MPa

（2>按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥2.23[（KT1/φd>（u+1/u>（ZE/σH>2]1/3

确定有关参数如下

可用齿数比：

u=320/76.。

37

根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置

由表10-7取φd=1.1

1>转矩T1

T1=95.5×105P/n1=95.5×105×3.8/320

=113406N·m

2>载荷系数k

由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。

试选K=1.2

3）由表10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.9

d1≥2.32[（KT1/φd>（u+1/u>（ZE/σH>2]1/3

=2.32[（1.2×113406/1.1>（4.19+1/4.19>（189.9×591.6>2]1/3

=58.18mm

（3>确定齿轮传动主要参数及几何尺寸

中心距a=<1+u）d1/2=<1+4.19）×58.18/2

=150.98mm

取a=150mm

由经验公式m=<0.007~0.02）a=1.2~3.

取标准m=2.5

取β=15°

Z1=d1cosβ/m=<58.18cos15°）/2.5=22.18

取Z1=25则Z2=uZ1=4.19×25=104.8

取Z2=105

反算中心距

a=m/2（Z1+Z2>cosβ=2.5/2（25+105>cos15°=165

a=165符合要求

实际传动比u0=Z2/Z1=105/25=4.2

传动比误差

（u-u0>/u=（4.2-4.19>/4.19×100%=0.2%<5%（允许>

螺旋角β=arccosm

=arccos2.5×<2105）/<2×165）=12..753°

在8°~15°内，合适

确定有关参数和系数

分度圆直径:

d1=mZ1/cosβ=2.5×25/cos12.753°

=63.7mm

d2=mZ2/cosβ=2.5×105/cos12.753°=267.9mm

齿顶高ha=h*am=1×2.5=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=63.7+2×2.5=68.7mm

da2=d2+2ha=267.9+2×2.5=272.9mm

齿根圆直径df1=d1-2hf=63.7×3.125=57.45mm

df2=d2-2hf=261.65mm

齿宽：

b=φdd1=1.1×63.7mm=70.07mm

取b1=70mmb2=b1-（5~10>mm=65mm

（4>计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×63.7×320/60×1000=1.067m/s

（5>精确计算载荷

KT1=KAKfaKfβKVT1

K=KAKfaKfβKV

查表10-2，KA=1。

查图10-8KV=1.05

查表10-13Kfa=1.3查表10-4φd=1.1，得Kfβ=1.32

K=KAKfaKfβKV=1×1.05×1.3×1.32=1.80

KT1=KAKfaKfβKVT1=1.80×113.41=204.34N·m

KFtI=2KT1/d1=2×204.34×103/63.7=6.42KN

（6>验算轮齿接触疲劳承载能力

σH=ZHZE[KFt/bd1（u+1/u>]1/2

=2.4×189.9

×[2.69×103/67×56（4.764+1/4.764>σH]1/2

=400.3MPa<[σH]=537.8MPa

（7>验算轮齿弯曲疲劳承载能力

查图6-20Yβ=0.9

ZV1=Z1/cos3β=22/cos311.1863°=23.31

ZV2=Z2/cos3β=104/cos311.1863°=110.17

根据课本表7-10得，:

YF1=4.28YF2=3.93

σF1=KFtYF1Yβ/bm

=2.69×103×4.28×0.9/67×2.5

=61.86MPa<[σF1]1

σF2=KFtYF2Yβ/bm

=2.69×103×3.39×0.9/67×2.5

=56.8<[σF2]

齿根弯曲强度足够

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

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217~255HBW[σ1]=60Mpa

2、估算轴的基本直径

根据表15-3，取C=105

主动轴：

d≥C（PI/nI>1/3=105（3.8/320>1/3=23.96

考虑有键槽,将直径增5%.则

d1=23.96×（1+5%>mm=25.15mm取d1=26mm

从动轴：

d≥C（PII/nII>1/3=105（3.65/76.37>1/3

=38.10考虑有键槽,将直径增大5%则

d2=38.10×（1+5%>mm=40.10mm取d2=42mm

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

初选用7207C角接触球轴承，其内径为35m,宽度为17mm要安装挡油盘所以取

d1=35m  L1=26mm。

由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=65mm,所以d2=d3=40mm

L3=L4=16mm

安装轴承和挡油盘所以取d4=35m

L4=26mmd5=30mmL5=55mm

由前面计算得d6=26mm取L6=31mm

（3>按弯矩复合强度计算

1>主动轴的强度校核

圆周力Ft=2T1/d1=2×113406/63.7=3560.63N

径向力Fr=Fttanα/cosβ

=3560.63×tan20°/cos12.753°

=1180.53N

轴向力Fa=Fttanβ=3560.63×tan12.7530=721.93N

2>计算轴承支反力图1（2>1（4>

水平面

RAH=（FQ×82+Fa×d1/2-Fr×67.5>/（67.5+67.5>

=（1324.96×82+721.93×63.7/2-1180.53×67.5>/135

=555.17N

RBH=FQ+Fr+FAN

=1324.96+1180.53+288.61+

=2505.49N

垂直面RAV=RBV=Fr/2=1180.53/2=590.27N

（1）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=RAH×67.5=3.7473×104N·mm

小齿轮中间断面右侧水平弯矩为

MCHR=RAH×67.5-Fa×d1/2

=555.17×67.5-721.93×31.85=1.448×104N·mm

右轴颈中间断面处水平弯矩为

MBH=FQ×82=1324.96×82=1.0864×105N·mm

小齿轮中间断面处的垂直弯矩为

MCV=RAV×67.5=800.54×67.5

=3.9845×104N·mm

（2>按下式合成弯矩图<如图1<6））

M=（MH2+MV2>1/2

小齿轮中间断面左侧弯矩为

MCL=（MCHL2+MCV2>1/2

=[（3.7473×104>2+（3.9845×104>2]1/2

=5.4698×104N·mm

小齿轮中间断面右侧弯矩为

MCR=（MCHR2+MCV2>1/2

=[（1.448×104>2+（3.985×104>2]1/2

=4.239×104N·mm

（3>画出轴的转矩T图1<7）

T=113406Nmm

（4>按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1<8）

Me=（MH2+（ａT2>>1/2

这里，取ａ=0.6，

ａT=0.6×113406=6.8043×104N·mm

由图1<1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为

MC=（MCR2+（ａT2>>1/2=[（6.8043×104>2+（4.2394×104>2]1/2=8.107×104N·mm

MB=（MBH2+（ａT2>>1/2=[（1.086467×105>2+（6.80436×104>2]1/2=7.656×104N·mm

（5>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：

σ=MB/W=MB/0.1d3=1.28195×105/0.1×353

=29.90<[σ-1]

C截面处的强度条件：

σ=MC/W=MC/0.1d3

=1.281953×105/0.1×57.453

=6.76Ｍｐａ<[σ-1]

结论：

按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全

从动轴的设计计算

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217~255HBS，[σ-1]=60Mpa

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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，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7210C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为20mm。

d1=50mm  由于要安装挡油盘所以取L1=39mm。

d2=66mmL2=8mm

安装齿轮的所以d3=58mm，L3=64mm

安装轴承和挡油盘所以取d4=48mm

L4=50mm

d5=44mmL5=54mm

由前面计算得d6=42mm。

取L6=50mm

（3>从动轴的强度校核

①圆周力Ft：

Ft=2T2/d2=2×456429/267.9=3407.5N

②径向力Fr：

Fr=Fttanα/cosβ

=3407.5×tan200/cos12.753°

=1271.6N

③轴向力Fa：

Fa=Fttanβ

=3407.5×tan12.7530=691.9N

（4>计算轴承支反力

水平面：

RAH=（Fa×d2/2-Fr×67.5>/（67.5+67.5>

=（721.9×267.9/2-1271.6×67.5>/135

=807.5N

RBH=Fr+FAN

=1271.6+807.5

=2079.1N

垂直面ＲAV=RBV=Fr/2=1271.6/2=635.8N

（3>画出水平弯矩MH图2<3）垂直弯矩ＭＶ图２<５）

大齿轮中间断面左侧水平弯矩

ＭＣＨＬ＝ＲＡＨ×６７．５＝54506Ｎｍｍ

大齿轮中间断面右侧水平弯矩为

ＭＣＨＲ＝ＲＡＨ×６７.５－Ｆａｄ２／２

＝８07.5－691.9×267.9/2

＝－３．９６７×１０４Ｎｍｍ

大齿轮中间断面处的垂直弯矩为

ＭＣＶ＝ＲＡＶ×６７．５

＝4.292×１０４Ｎｍｍ

（4>计算合成弯矩

M=

大齿轮中间断面左侧弯矩为

MCL=（MCHL2+MCV2>1/2

=4.380×104N·mm

大齿轮中间断面右侧弯矩为

MCR=（MCHR2+MCV2>1/2

=5.744×104N·mm

（5>画出轴的轴转矩Ｔ图２<７）

Ｔ＝4.56429×10５N·mm

（6>按下式求当量弯矩并画当量弯矩图２<８）

　Me=（MH2+（ａT2>>1/2

这里，取ａ=0.6，

ａT=2.73857×10５N·mm

由图２<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=（MCR2+（ａT2>>1/2=[（57440>2+（2.73857×10５>2]1/2

=2.79816×10５N·mm

<７）校核轴的强度去Ｃ截面作为危险截面

Ｃ截面处的强度条件：

σ=MC/W=MC/0.1d3

=2.79826×10５/0.1×583

=14.34Ｍｐａ<[σ-1]

结论：

按弯扭合成强度校核大齿轮轴的强度足够安全

RAV

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命5年，要求一天工作16小时，一年工作日为300天，得

16×300×5=24000小时

1、由上面的设计，初选轴承的内径

小齿轮轴的轴承内径d1=35mm

大齿轮轴的轴承内径d2=50mm

由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册:

小齿轮轴上的轴承选择型号为7207AC

大齿轮轴上的轴承选择型号为7210AC

7207ＡＣ型号的轴承的主要参数：

ｄ＝３5ｍｍ　Ｃｒ＝22.5ＫＮ

Ｃｏｒ＝１6.5ＫＮ　Ｄ＝72mm

Ｂ＝１7mm

7210ＡＣ型号轴承的主要参数：

ｄ＝５0ｍｍ　Ｃｒ＝32.8ＫＮ

Ｃｏｒ＝26.8ＫＮ　Ｄ＝90ｍｍ　

Ｂ＝20ｍｍ

２小齿轮轴的轴承

<1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷

小齿轮轴的轴向力Fa1=721.93N

A端轴承所受的径向力

FRA=（RAH2+RAV2>1/2=[（555.17>2+（590.27>2]1/2

=810.33N

B端轴承所受的径向力

FRB=（RBH2+RBV2>1/2=[（2505.49>2+（590.27>2]1/2

=2574.08N

两轴承的派生轴向力查表得:

FS=0.68FR

则FSA=0.68FRA=551.02N

则FSB=0.68FRB=1750.37N

由于FSA水平向右FSB水平向左Fa1水平向右

有FSA+Fa1=551.02+721.93=1272.95N

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=-721.93+1750.37=1028.44N

FAb=FSB=1750.37N

<2）计算当量动载荷

FAa/FRA=1028.44/810.33=1.269>0.68

FAb/FRB=1750.37/2574.08=0.679

查手册，得:

P1=（0.41FRa+0.87FAa>

=（0.41×810.33+0.87×1028.44>=1226.98N

P2=FRB=1750.37N

P2>P1所以只需校核轴承2的寿命

（3>轴承寿命计算

由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.02工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:

LH=106/60n（ftC/fpP>3

=106/<60×960）×（22500/1.02×1750.37>3

=34739h>24000h

∴预期寿命足够

2、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=691.9N

A端所承受的径向力

FRA=（RAH2+RAV2>1/2=[（807.5>2+（635.8>2]1/2

=1027.76N

B端轴承所受的径向力

FRB=（RBH2+RBV2>1/2=[（2079.1>2+（635.8>2]1/2

=2174.14N

两轴承的派生轴向力查表得:

FS=0.68FR

则FSA=0.68FRA=698.904N

则FSB=0.68FRB=1478.42N

由于FSA水平向右FSB水平向左Fa2水平向右有:

FSA+Fa2

=698.904+691.9=1390.8N

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=-691.9+1478.42=786.52N

FAb=FSB=1478.42N

<2）计算当量动载荷

FAa/FRA=786.52/1027.76=0.77>0.68

FAb/FRB=1478.42/2174.14