一级斜齿圆柱齿轮减速器.docx
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一级斜齿圆柱齿轮减速器
计算及说明
结果
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。
Pw=3.68k
W
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）
：
卷筒传动效率0.96
由电动机到工作机的总效率η==0.83
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～
=54.94r
/min
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
==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
1
Y132
M2-6
5.5
1000
960
84
17.4
7
3.2
5.4
6
2
Y160
M2-8
5.5
750
720
119
13.1
1
2.5
5.2
4
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。
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===17.47
2、分配各级传动比
i=17.47
因i=，初取=3.2，则齿轮减速器的传动比为
=5.46
3、计算传动装置的运动参数和动力参数
（1）各轴转速
Ⅰ轴===300r/min
Ⅱ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
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
卷筒轴
转n/r
速
960
300
54.94
54.94
功率P/kW
4.43
4.25
4.04
3.92
转矩T/Nm
44.07
135.29
702.13
681.27
传动比i
3.2
5.46
1
效率η
0.96
0.95
0.97
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;Hlim1=600MPa;FE1=450MPa；大齿轮材料取为：
45号钢,正火处理HBS=156-217;Hlim2=380MPa;FE2=300MPa;（表11-1）;由表11-5：
SH=1；SF=1.25；
ZH=2.5；ZF=188.9；（表11-4）
[H1]=Hlim1/SH=600MPa
[H2]=Hlim2/SH=300MPa
[F1]=FE1/SF=360MPa；[F2]=FE2/SF=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KA=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z1=20；大齿轮齿数z2=205.46=110；
d1
2KT1u1（zEzHz）2u（[H]）
2135.291.35.51（2.5188.9cos150.98）25.5
1.2
300
79.33mm
模数
mn=d1cos=79.33cos15=3.83取mn=4；z1
20
中心距
螺旋角：
'mn（z1z2）a'=n12270mm；
2cos15
mn（z1z2）4.130o
=arccosn12=arccos=15.64；2270
2a
mnz1
分度圆直径：
d1'=n1=83.076mm；d2'=i齿d1=456.918mm；cos
齿宽b=dd1'=1.279.33=99.6mm；
取b1=105mm；b2=100mm；
验算齿面弯曲强度：
齿形系数YFa1=2.82;YSa1=1.57;YFa2=2.2;YSa2=1.84;
表11-8；11-9）
F1
2KT1YFa1YSa1=21.3132.582.821.57=48MPa；bmn2z12
2
1004220
F2
YY
F1YYFFaa21YYSSaa12=48
2.21.84=37.86MPa；
2.821.57
F1<[F1];
F2<[F2];故安全；
齿轮的圆周速度：
d1n1
83300=1.3m/s
名
称
代
号
结果
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
4
螺旋角
15.64o
中心距
a'
270mm
传动比
i齿
5.5
法面压力角
n
20o
齿顶高
ha
4
齿根高
hf
5
全齿高
h
9
顶隙
c
1.125
齿数
z
20
110
分度圆直径
d
83.076
456.918
齿顶圆直径
da
91.076
464.918
齿根圆直径
df
73.076
446.918
齿轮宽
b
105
100
齿轮传动的几何尺寸，制表如下：
（详细见零件图）
60100060000
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
8mm
0.025a+18
机盖壁厚
1
8mm
0.02a+18
机座凸缘壁厚度
b
12mm
1.5
机盖凸缘厚度
b1
12mm
1.51
机座底凸缘壁厚
b2
20mm
2.5
地脚螺钉直径
df
24mm
0.036a+12
地角螺钉数
n
6
a>250-500时；n=6
轴承旁连接螺栓直径
d1
16mm
0.75df
机盖与机座连接螺栓直径
d2
12mm
（0.5-0.6）df
轴承端盖螺钉直径
d3
10mm
（0.4-0.5）df
窥视孔螺钉直径
d4
8mm
（0.3-0.4）df
定位销直径
d
10mm
（0.7-0.8）d2
dfd1d2至外机壁距离
c1
见下表
dfd2至凸缘边缘距离
c2
见下表
轴承旁凸台半径
R1
c2
外机壁纸轴承作端面距
离
l1
40mm
c1+c2+（8-12）
大齿轮顶圆与内机壁距
离
1
12mm
>1.2
齿轮端面与内机壁距离
2
10mm
>
机盖机座肋厚
m1,m
7/7mm
m10.851m0.85
轴承端盖外径
D2
140/165mm
轴承端盖凸缘厚度
t
12mm
（1-1.2）d3
表c1,c2值（mm）
螺栓直径
M8
M10
M12
M16
M20
M24
M30
c1min
13
16
18
22
26
34
40
c2min
11
14
16
20
24
28
34
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，d
3
PI
nI
查表14-2得c=110；
PI
3.952kw；nI253.70r/min；
PI
dcI=28mm；28nI
1+5%）=26.6取dmin=30mm；
根据各段装配的零件及定位需要得出轴径和长度
2.轴的结构设计：
=110，
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径dmin30mm；
min
齿轮轮毂直径：
d毂=齿宽=（52.5-70）mm取d毂=55mm；
（1.52）
根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为d承=45mm；
型号
孔径
外径
宽B
动载
KN
静载KN
油r/min
脂r/min
7209AC
45mm
85mm
19mm
36.8
27.2
9000
6700
查《机械设计手册》第三版P949；选取轴承：
两轴承支点间的距离：
L1B12122B；
式中：
B1
小齿轮齿宽，
箱体内壁与小齿轮端面的间隙，
箱体内壁与轴承端面的距离，
轴承宽度，
得到：
L1=168mm
带轮对称线到轴承支点的距离：
BB3
L2Bl2l3kB3；
22232
式中：
l2
轴承盖的凸缘厚度，
l2
c1c25t2B=27）
=50
=59，
=58
=59，
=60
=95，
=65
=7，
=70
=42.5，
=60
l3―――――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；B3――――带轮宽度；
B32f3e2931563（查表13-10得f,e的值）；
求得：
L2=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：
Ft12T1=2135.29103/83=3257N
d1
径向力：
Fr1Ft1tann
cos
=3257tan20cos15.64=1231N
轴向力：
Fa1Ft1tan3257tan15.64=911.8N
（2）计算支反力
水平面：
F1HF2HFt1/23257/21628.5N
Fr1L1Fa1d
Fr1Fa1
垂直面：
F2V22=840.9N
2VL1
F1VFr1F2V1231-840.9=390N
（3）求F在支点产生的反力：
FL2133888
F2F2697.7N
2FL1168
F1FFQF2V13386972035N
（4）求垂直面的弯矩:
L1
M2VF2V70.6Nm
2
M1VF1VL1=32.76Nm
2
5）求水平弯矩：
M1HM2HF1H
L1136.794Nm
2
求合成弯矩：
Ma
M22VM22H=252Nm
Ma'
M12VM12H=136.43Nm
6）
求轴传递的扭矩：
TFt
d135.29Nm
2
7）求危险截面的弯矩当量：
a-a截面最危险，其当量弯矩为:
MeMa2（T）2265Nm
8）计算危险截面处轴的直径：
Me
0.1[1b]
0.126560=35mm安全；
3.
低速轴的设计。
选择轴的材料：
选取45号钢，调质，197-286
初步估算轴的最小直径
3
据教材公式，dcPIInII
查表14-2得c=110；PII
3.96kw；nII54.95r/min
3dc
P
II=45.8；45.8
nII
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；
齿宽
齿轮轮毂直径：
d毂=齿宽=（52.5-70）mm取d毂=65mm；
（1.52）
根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为d承=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/min
7212AC
60mm
110mm
22mm
38.5
28.5
9000
6700
两轴承支点间的距离：
L1B12122B；
式中：
B1
小齿轮齿宽，
箱体内壁与小齿轮端面的间隙，
箱体内壁与轴承端面的距离，
轴承宽度，
得到：
L1=166mm
式中：
带轮对称线到轴承支点的距离：
BB3
L2l2l3k3；
22232
轴承盖的凸缘厚度，
l2
l2
c1c25t2B=27）
B3
l3
螺栓头端面至带轮端面的距离，15mm
轴承盖M10螺栓头的高度，查得k=6；
联轴器宽度；
B32f3e2931563（查表13-10得f,e的值）；
求得：
L2=112mm；
3.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：
Ft22T2=2702.13103/456.918=3073N
d2
径向力：
Fr2Ft2tann
cos
=3073tan20cos15.64=1161N轴向力：
Fa2Ft2tan3073tan15.64=860.3N
（3）计算支反力
水平面：
F1HF2HFt2/23073/21516.5NFL1Fd
Fr2Fa2
垂直面：
F2V22=—590.1N
L1
F1VFr2F2V1516.5+590.1=1750.6N
（4）求垂直面的弯矩:
M2VF2VL149.48Nm
2
L1
M1VF1V1=147Nm
2
（3）求水平弯矩：
L1
M1HM2HF1H1129Nm
2
（7）求轴传递的扭矩：
TFt2d702Nm
2
（8）求合弯矩:
MM12AM12H=191.2Nm
1、求危险截面的弯矩当量：
Me
M2（T）2465Nm
10）计算危险截面处轴的直径：
3
Me465
e==43mm安全；
0.1[1b]0.160
八：
轴承校核计算
1、高速轴承的校核
寿命为48000小时，校核初选的7209AC轴承
两轴承径向力：
轴向力：
查《机械设计基础》表16-11可知：
e=0.68
=1138.4=1246.3由于+>，所以2为压紧端故
=2050.2计算轴承的当量动载荷：
由；查表16-11可知：
；
所以
由；查表16-11可知：
；
所以
计算所需的径向基本额定动载荷:
因为<
故以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。
因受中等冲击查表
16-9得工作温度正常，查表16-8得
36.2kN<38
.5kN
因此合适
2、低速轴承的校核
寿命为48000小时，校核初选的7212AC轴承两轴承径向力：
轴向力：
查《机械设计基础》表16-11可知：
e=0.68
=1583.7N=1119.28N由于+>，所以2为压紧端故
=2444N计算轴承的当量动载荷：
由；查表16-11可知：
；
所以
由；查表16-11可知：
；
所以
计算所需的径向基本额定动载荷
因为<
故以轴承2的径向当量动载荷为计算依据。
因受中等冲击查表
16-9得
工作温度正常，查表16-8得
22.7kN<5
8.2kN
因此合适
九、键的设计
由于齿轮和轴材料均为钢，故取[σP]=120Mpa
1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d=30mm,L=60mm，T=135.29Nm
查《机械设计基础》课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：
b=8mm，h=7mm，键长范围L=1890mm。
键长取L=50mm。
键的工作长度l=L－b=42mm。
强度校核：
由P158式10-26得σp=4T/dhl=61Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：
普通A型8X7平键
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d=55mm,L=105mm，T=135.29Nm
查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：
b=16mmh=10mm，键长范围L=45～180mm。
键长取L=90mm。
键的工作长度l=L－b=74mm。
强度校核：
由P158式10-26得
σp=4T/dhl=109Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：
普通A型16X10平键3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d=65mm,L=100mm
查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：
b=20mmh=12mm，键长范围L=56～220mm。
键长取L=90mm。
键的工作长度l=L－b=70mm。
强度校核：
由P158式10-26得
σp=4T/dhl=32Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：
普通A型20X12平键
4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d=50mm,L=110mm查课本P156得，选用圆头普通A型平键，得：
b=14mm，h=9mm键长范围L=36～160mm。
键长取L=90mm。
键的工作长度l=L－b=76mm。
强度校核：
由P158式10-26得
σp=4T/dhl=15.8Mpa<[σP]=120Mpa
所选键为：
普通A型14X9平键十、联轴器的选择
型号
公称转矩
Tn/N·m
许用转速
[n]r/min
轴孔直径
d1,d2,dz
轴孔长度
L、L1
D
B
S
质量Kg
LZ1
112
5000
12-24
27-52
76
42
2.
5
1.7
LZ2
250
5000
16-32
30-82
90
50
2.
5
3.0
LZ3
630
4500
25-42
44-112
118
70
3
7.3
LZ4
1800
4200
40-60
84-142
158
90
4
15.3
LZ4型弹性柱销齿式联轴器
根据低速轴最小端轴颈选择
联轴器的校核
<
合适十一、润滑与密封
1、润滑方式
齿轮的润滑
d1n1
601000=
83300=1.3m/s
60000
由于速度低于2m/s，轴承采用脂润滑Zl-1GB7324-1994，闭式齿轮采用工业闭式齿轮油L-CKC150GB5903-1995,浸油深度以从动轮一个齿高为宜。
2、密封方式
（1）箱座与箱盖凸缘的密封
选用接合面涂密封胶703
（2）观察孔、注油孔等处密封
选用石棉橡胶纸
（3）轴承盖密封
高速轴：
透盖B3554GB/T13871-1992
盲盖O87.5X2.65-A-N-GB/T34521-2005
低速轴：
透盖B4262GB/T13871-1992
盲盖O128-3.55-A-N-GB/T34521-2005
（4）其他处密封
轴承靠近机体内壁处用挡油板密封，防止润滑油进入轴承内部。
十二、附件设计
A视孔盖和窥视孔：
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。
B油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减
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