一级斜齿圆柱齿轮减速器通用模板doc.docx

1、一级斜齿圆柱齿轮减速器通用模板doc计算过程及计算说明一、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，有轻微的振动，两班制工作，使用年限5年，输送机带轮轴转速的允许为5%。小批量生产，每年工作300天。（2） 原始数据：输送带拉力F=-N；带速V=-m/s；滚筒直径D=-mm。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（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带4齿轮轴承齿轮联轴器(2) 电机所需的工作功率：P d =FV/1000总=-/1000-=-KW3、确定电动机转速：计算滚筒

2、工作转速：n筒=601000V/D=601000-/-=-r/min 按课程设计任务书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=24。取V带传动比I0=24，则总传动比理时范围为Ia=416。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（416）-=327.561510.24r/min，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min。根据容量和转速，由指导书附表10查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：表1 传动比方案传动比方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传

3、动比V带传动减速器1Y160M1-847507209.422.3642Y132M1-64100096012.572.5153Y112M-441500144018.853.7754、确定电动机型号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-比较合适（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-，额定功率为Ped =-KW，满载转速n电动=-r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/81.89=17.582、分配各级传动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i

4、=36之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，为减少系统误差，取整数为宜）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电动/ i带=nII=nI/ i齿轮=2、计算各轴的功率（KW）PI=Pd带=PII=PI齿轮轴承齿轮=3、计算各轴扭矩（Nmm）Td = 9550Pd / n电动=TI=9550PI/nI=TII=9550PII/nII=五、标准直齿圆柱齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级和齿数 考虑减速器传递功率不大，按课本P191表10-1及10-4选，以齿轮采用软齿面。小齿轮选用-钢，表面淬火，齿面硬

5、度为-。大齿轮选用-钢，表面淬火，齿面硬度-；一般齿轮传动，选用-级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m。取小齿轮齿数Z1=-。则大齿轮齿数：Z2= i齿Z1=5-=（2）按齿根弯曲疲劳强度设计 由课本P216式（10-17）mn12.4 (kT1/dZ12 YFS/ FP) 1/3 确定有关参数如下：载荷系数k 由课本P196 取k=-初选螺旋角=- 小齿轮传递扭矩T1 T1=9550P1/n1= 由教材表10-7 取齿宽系数d= 齿根弯曲疲劳极限Flim，由课本P207图10-20查得：Flim1=-Mpa Flim2=-Mpa 许用弯曲应力FPFP1=1.4Flim1=-Mpa FP2=1

6、.4Flim2=-Mpa 计算当量齿数Zv Zv1=Z1/cos3= Zv2=Z2/cos3= 复合齿形系数YFS ：YFS1=， YFS2= YFS1/ FP1= YFS2/ FP2=计算法面模数得：mn12.4 (kT1/dZ12 YFS/ FP) 1/3 =按机械设计手册，取mn=-mm（3）确定齿轮传动主要参数及几何尺寸计算中心距：a=mt（Z1Z2）/ 2= mn（Z1Z2）/ 2 cos=圆整a=-mm精确计算螺旋角 =arccos mn（Z1Z2）/2a=计算分度圆直径d1=mtZ1= mn Z1 / cos= d2= mtZ2= mn Z2 / cos=计算齿宽b2=b=dd1

7、= b1=b2+（510）mm=轮齿的受力分析： Ft=2T1/d1= Fr=Ft tann/cos= Fa=Ft tan= Fn=Ft/cosncos=验算齿轮圆周速度 V齿=d1n1/601000=由课本P197表10-4选齿轮传动精度等级8级合宜(4)校核齿面接触疲劳强度 由课本P201式（10-6）得 H=20.8103E kT1/bd12（i齿1/ i齿）1/2HP确定有关参数和系数传动尺寸影响系数E 查机械设计手册 E=1齿轮接触疲劳极限Hlim 由课本P209图10-21查得：Hlim1=-Mpa Hlim2 =-Mpa许用接触应力HPHP1= 0.9Hlim1 =-Mpa HP

8、2= 0.9Hlim2 =-Mpa 校核计算 H=20.8103E kT1/bd12（i齿1/ i齿）1/2六、减速器的润滑（1）齿轮的润滑V齿=-m/s-m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为-mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=-mm。（2）滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为-m/s-m/s，所以采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘（3）润滑油的选择由机械设计手册，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用-润滑油。轴承选用-号通用锂基润滑脂。（4）密封方法的选取选用凸缘式闷盖易于调整，采用毡圈密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径

9、确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。七、轴的设计计算1）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单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用-钢，硬度-，抗拉强度b=-Mpa，弯曲疲劳强度-1=-Mpa。-1= -Mpa2、估算轴的基本直径根据机械设计手册，取A=110dA (PI/ n1)1/3=考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=-(1+5%)mm=由机械设计手册选d1=-mm2）输出轴的设计计算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入轴，属于一般轴的设计问

10、题，选用-钢，硬度-，抗拉强度b=-Mpa，弯曲疲劳强度-1=-Mpa。-1= -Mpa2、估算轴的基本直径根据机械设计手册，取A=105dA (P/ n)1/3=考虑有键槽，将直径增大5%，则d2=-(1+5%)mm=-mm由机械设计手册选d2=-mm九、滚动轴承的选择根据条件，轴承预计寿命L=536524=43800小时（1）输入轴轴承的选择由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=-，温度系数ft=-已知轴颈d1=-mm，转速n1=-r/min，初选7305B型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=- kN，基本额定静载荷Cor=-kN，e0=-。（2）、输出轴轴承的

11、选择由题目工作条件查课本P320表13-4和13-5选择载荷系数fP=-，温度系数ft=-已知轴颈d2=-mm，转速n2=-r/min，初选-型角接触球轴承，基本额定动载荷Cr=-kN，基本额定静载荷Cor=-kN，e0=-。十、联轴器的选择已知输出轴轴径d2=-mm，P=-KW，n=-r/min。因为是减速器低速轴和工作机轴相连的联轴器，转速低，传递转矩较大，根据传动装置的工作条件拟选用刚性固定式凸缘联轴器，根据输出轴轴径，拟选YL7型凸缘联轴器，由课本P352公式计算扭矩为：KT=-9550-/-=-因Tn=- NmTc=-Nm，所以选-型凸缘联轴器，Tn=- NmTc=-Nm，轴端直径-

12、mm，采用内嵌套筒方式衔接输出轴（d1=-mm）。十一、轴的强度计算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，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。两轴承分别以轴肩和大筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承实现轴向定位。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d2=-mm 长度取决于联轴器结构和安装位置，根据联轴器计算选择，选取-型-型凸缘联轴器L1=-mm。h=（23）c 查机械设计手册，取c=1.5mmII段:d2=d1+2h=-+

13、2（13）1.5=-mmd2=-mm初选用-型角接触球轴承，其内径为-mm,宽度为-mm。（转入输出轴轴承选择计算） 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。而且两对轴承箱体内壁距离一致，（L轴1=L轴2）取套筒长为-mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为-mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小-mm,故II段长：L2=III段直径d3=d2+2h=L3=b2-2=段直径d4= d3=d2+2h=长度与右面的套筒相同，即L4=-mm考虑此段滚动轴承右面的定位轴肩，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由机械设计手册得安装尺寸da=

14、-mm，该段直径应取：d5=-mm。因此将段设计成阶梯形，左段直径为-mm。段直径d6=-mm. 长度L6=-mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L= (3)按弯矩复合进行强度计算已知分度圆直径d2=-mm，TII=-NmFt=-KN，Fr=-KNFa=-KN，Fn=-KN求径向力Fr351=- N 因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=-mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2绘制水平面弯矩图（如图b）轴承支反力：RHA= RHB = Ft/2=-N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩为MHC= RHA L/2= (3)绘制垂直面弯矩图（如图c）(左旋)RVA= Fr/2FXd

15、1/2 L=RVB = Fr/2-FXd1/2L=截面C左侧的弯矩为MVC1= RVA L/2=截面C右侧的弯矩为MVC2= RVB L/2= (4)绘制合成弯矩图（如图d）截面C左侧的合成弯矩为MC1=(MHC2+MVC12)1/2=截面C右侧的合成弯矩为MC2=(MHC2+MVC22)1/2=(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P1/n1）106= (6)按弯扭合成进行强度计算由机械设计手册 按脉动循环：=-d10（Mc2(T) 2）1/2/-11/3=d3=-mmd该轴强度足够。（7）进行疲劳强度安全系数校核 齿轮轴中间截面由键槽引起应力集中，所受载荷较大，应对其进行疲劳强度安

16、全系数校核。 截面有关系数：=0.1（属中碳钢） =1（键槽中段处） =1.523 K=2.906 K =2.145（由机械设计手册，按配合H7/r6查得） W=d3/32=-mm3 WT=2W=-mm3 S= - (由机械设计手册查得) S=-1/( KM/W)20.75(K)T/ WT 21/2SS =-,轴的强度满足要求。十二、轴承校核计算假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由斜齿齿轮受力分析公式可得：Ft=2000T1/d1=Fr=Fttgat= Fttgan/cos=FX=Fttg=1）求两轴承的径向载荷R1、R2因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr/2=-N2）求两轴承的轴向载荷A1

17、、A2两轴承反向排列且满足FxS2S1，由课本公式得A1= FxS2 S2= e0R2A2= S2估算：假设e0=0.47，由课本表15-4得A/Cor=0.12，计算A1= FxS2=-N， A2= S2=- N A1/Cor=，A2/Cor=逼近： 用插值法求当A1/Cor=-时对应的e=-，取e0=- A/Cor=- A1/Cor=故取 e1=-同理插值取 e2=- A/Cor=-得A2/Cor=3）计算轴承的当量动载荷P1、P2A1/R1=，由机械设计手册机械设计手册查得X1=-，Y1=-P1=fP（X1 R1Y1 A1）=A2/R2= 查得X2=-，Y2=-P2=fP（X2 R2Y2

18、 A2）=-P1P2 取P= P1=-4）计算轴承寿命Lh，取=3（球轴承）得 Lh = 16667 /n（ftCr/P）3=十三、键的选择与强度计算由于齿轮和轴材料均为钢，故取P=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=-mm,L1=-mm查课本P106表6-1得，选用-型平键，得：b=-mm，h=-mm，键长范围L=-mm。键长取L=L1（510）=-mm。键的工作长度l=Lb=-mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T1/dhl=所选键为：键2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=-mm,L3=-mm查课本P106表6-1得，选用A型平键，得：b=-mm，h=-

19、mm，键长范围L=-mm。键长取L=L（510）=-mm。键的工作长度l=Lb=-mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T1/dhl=所选键为：键-3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=-mm,L3=-mm查课本P106表6-1得，选用-型平键，得：b=-mm，h=-mm，键长范围L=-mm。键长取L=L3（510）=-mm。键的工作长度l=Lb=-mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T2/dhl=所选键为：键-4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=-mm,L1=-mm查课本P106表6-1得，选用-型平键，得：b=-mm，h=-mm，键长范围L=-mm。键长取L=L1（51

20、0）=-mm。键的工作长度l=Lb=-mm。强度校核：由P106式6-1得p=4T2/dhl=所选键为：键-十四、减速器箱体设计由机械设计手册查得机座壁厚：=0.025a1=-取=-mm机盖壁厚：1=-mm机座凸缘厚度：b=1.5机盖凸缘厚度：b1=1.51机座底凸缘厚度：b2=2.5地脚螺钉直径：df=0.036a12=地脚螺钉数目：n=轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=连接螺栓d2的间距：l=轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=定位销直径： d=（0.70.8）d2=轴承旁

21、凸台半径：R1=C2=凸台高度：h=画图时确定外机壁至轴承座端面距离：l1=C1C2（812）=大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=齿轮端面与内机壁距离：2=机盖、机座肋厚：m10.851=-；m0.85=-mm轴承端盖外径：D1=d2（55.5）d3=D2=d2（55.5）d3=轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=轴承旁边连接螺栓距离：sD2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准十五、其他技术说明（略）窥视孔盖板 A=-mm， A1=-mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M201.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M161.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用8吊环

22、 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构十六、设计小结1、 设计时优先选择国家标准第一系列的参数；2、 为了方便后期润滑方式的设计，电机转速可适当选大一些，经济方面成本也较低。后期计算轴承只能选择润滑脂润滑，原因是轴承圆周速度小于4m/s，造成这一现象的原因是电机转速在传递到轴承之前先经过V带一级减速，所以输入轴转速减低。3、对于斜齿计算，齿轮中心距圆整到以0和5结尾，然后精确计算螺旋角。4、 轴的设计计算如果参考书上例题，一定要使小齿轮分度圆直径和输入轴齿轮段轴径满足e2mt。具体参数可参考指导书P69页说明。否则轴的结构、材料将发生改变。5、 轴承选择应先于轴的强度校核，直齿推荐采用

23、深沟球轴承，斜齿推荐采用角接触球轴承，验算寿命足够后方可选取轴承尺寸参数代入后期计算。6、输出轴与齿轮2联接用平键联接的计算中出现键长较小，强度不能满足的情况，究其原因在于L3值取值太小，为了满足强度， 修改齿宽系数，或者增大齿数，才能增宽大齿轮齿宽，这点须注意反复调整。十七、参考资料1机械设计，高等教育出版社，西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著，2006年5月第八版； 2机械设计课程设计指导书，高等教育出版社，李平林，黄少颜等主编，2009年5月第二十九版。3机械设计实用手册，机械工业出版社，王少怀、徐东安等主编，2009年4月第二版。4机械设计课程设计图册，高等教育出版社，李平林，

24、黄少颜等主编，2009年5月第二十九版。结 果F=V=D=n滚筒=总=Pd= 电动机型号Ped=n电动= i总=i齿轮=i带=nI=nII=PI=PII=Td=TI=TII= i齿=Z1=Z2=k=T1=d=FP1= FP2= YFS1= YFS2=YFS1/ FP1YFS2/ FP2mn mn=a= d1= d2= b2=b1=Ft=Fr=Fa=Fn=V齿=E=HP=HP2= -Mpa H=-MpaHP安全齿轮润滑：选用-润滑油轴承润滑：选用-号通用锂基润滑脂b=-1= -1=d1= b=-1= -1=d2= Cr=Cor=e0= Cr=Cor=e0=转入联轴器计算环节L1=d2=L2=d3=L3=d4=L4=d5=L= d2=T2=Ft=Fr=FX=LA=LB=MHC=RVA=RVB =MVC1= MVC2= MC1=MC2=dd3=-d该轴强度足够SS,轴的强度满足要求 Ft= Fr= FX=R1=R2=e1=A1=e2=A2=P=Lh =-L=-