单级圆柱齿轮减速器和一级带传动.doc

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1、机械设计课程设计说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、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.12七、滚动轴承的选择及校核计算.18八、键联接的选择及计算.22九、设计小结.23十、参考资料目录.23计算过程及计算说明一、传动方案分析第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1)工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，使用期限10年，每年按300天计算，两班制工作，输送机速度允许误差为5，输送带效率一般为0.940.96。(2)原始数据：输送带拉力F=2.2kN;输送带速度V=1.6m/s;滚

2、筒直径D=450mm;滚筒长度L=500mm。二、选择电动机1、选择电动机类型：按已知的工作要求和条件，选用Y型三相异步电动机。2、选择电动机功率：所以（1）工作机所需的总功率为：Pd= P工作/ ; P工作= FV/1000工作 所以Pd =FV/1000工作 式中Pd为工作机所需的电动机输出功率 (2)传动装置的总效率：.工作=带2轴承齿轮联轴器卷筒轴承滚筒 式中带、轴承、齿轮、联轴器、卷筒轴承、滚筒分别取0.96、0.99、0.97、0.97、0.98、0.96。则.工作=0.960.990.970.970.980.96 =0.84所以Pd =FV/1000工作 =2.21031.6/1

3、0000.84kw=4.19kw 3、确定电动机转速：卷筒轴的工作转速为：n筒=601000V/D=6010001. 6/450 r/min=67.9 r/min 按手册P7表2.2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=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为I=620。故电动机转速的可选范围为nd=In筒=（620）67.9=4071358 r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min，再根据容量和转速，由附表8.1查出有两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。方案电动机型号额定工率电动机转速/ r/min传动

4、装置的传动比Ped/kw同步转速满载转速比总传动带齿轮1Y160M285.575072010.63.532Y132M265.5100096014.143.54 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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。 4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-6。其主要性能：额定功率：5.5KM，满载转速Nm= 960 r/min。三、计算总传动比及分配传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/67.9=14.142、分配各级传动比(1)据指导书P7表2.2，取齿轮齿数i齿

5、轮=4（单级减速器i=35合理）(2)i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=14.14/5=3.5四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/3.5=274.3 r/minnIII=nII/i齿轮=274.3/4=68.6r/minn筒= nIII=68.6r/min2.计算各轴的功率（KW）PI= Pd01=4.190.96=4.022 KWPII=PI12=PI带轴承=4.0220.990.97=3.86 KWP筒= PIII=PII23=PII轴承联轴器=3.860.990.97=3.71KW式中01、12、23分别为电

6、动机轴与轴、轴与轴、轴与轴间的传动效率。3计算各轴扭矩（Nm） Td = 9550Pd/Nm = 95504.19/960 =41.68 NmmTI= 9550PI/nI =95504.022/960=40.01 NmmTII=9550PII/nII =95503.86/274.3 =134.39NmmT筒= TIII=9550P筒/ n筒=95503.71/68.6 =516.48Nmm运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数电动机轴轴轴卷筒轴转速n/(r/min)输入功率p/kw输入转矩T/(N.m)9604.1941.68274.34.0240.0168.63.86134.3968.6

7、3.71516.48传动比i效率3.50.964 0.9610.96 五、传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型根据工作条件由课本P189表10-8得：kA=1.2所以PC=KAP=1.25.5=6.6KW根据计算功率和电动机转速，由课本P189图10-12得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由课本P189图10-12得，推荐的小带轮基准直径为112140mm 则取dd1=115mmddmin=75 dd2=idd1（1-）=3.5115(1-0.02)=394.45mm由课本P190表10-9，取dd2=400mm式中带传动的滑动系数 理论从动轮转速n

8、2=n1dd1/dd2=960115/400 =276r/min转速误差为：（n2-n2）/n2=（274.3-276）/274.3 =-0.006120（符合要求）（5）确定带的根数根据课本180184查得P1=1.4KW P1=0.11KWK=0.915 KL=1.01得Z=PC/(P1+P1)KKL =6.6/(1.4+0.11) 0.9151.01 =4.73 取Z=5根(6)计算轴上压力由课本表10-5查得q=0.10kg/m，单根V带的初拉力：F0=500 （2.5/ K）-1（PC/ZV）+qV2=500(2.5/0.96)-16.6/(55.78)+0.105.782=187.

9、34 N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin(1/2)=25187.34sin(145.7/2)=1790.1N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 所设计的齿轮传动属于闭式传动，通常采用软齿面的刚制齿轮。查阅表6-8，选用价格便宜便于制造的材料：小齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮也选用45钢，正火处理，齿面硬度215HBS，硬度差为45HBS较合适；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1（671/H )2 kT1(1)/d 1/3按表6-10取K=1.2 (3)转矩T1T1=9.55106P1/n1

10、=9.551064.02/274.3 =1.4105Nmm (4)许用接触应力HH= HminZN/SHmin由课本图6-37查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数ZN:按一年300天，两班制每天16小时计算，由公式N=60njth得N1=60njth =60274.31016300=7.9108N2=NL1/i=7.9108/4=1.98108由课本查得接触疲劳的寿命系数：（N1N0,N0=3106）, YN2=1（N2N0,N0=3106）弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：按一般可靠 性要求，取SFmin=1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1 =bblim1Y

11、N1/SFmin=490 Mpabb2 =bblim2YN2/SFmin=410 Mpa校核计算bb1=(2kT1/b1md1)YFs1 =21.21.41054.35/823.570=72.75 Mpabb1bb2=(2kT1/b2md1)YFs2=21.21.41053.98/773.570=70.89 Mpabb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m (Z1+Z2) /2=3.5 (20+80) /2=175mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/(601000)=3.1470274.3/(601000)=1.0048m/s六、轴的设计计算 输入轴的设计

12、计算1、按扭矩初算轴径选用45钢，调质处理，硬度217255HBS，查表13-1可知b=650Mpa, s=360Mpa,查表13-6可知+1bb=215Mpa, 0bb=102Mpa, -1bb=60Mpa,根据设计手册例题，并查表13-5，取C=115dC(P/n)1/3=115 (4.02/274.3)1/3mm=28.14mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=28.14(1+5%)mm=29.55 mm选d=30mm2、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，联接以平键作过渡配合固定

13、，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度I段：d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 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。取套筒长为20mm，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55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段

14、直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=70mm求转矩：已知T2=1.4105Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d1=21.4105/70=4000N求径向力FrFr=Fttan=4000ta

15、n20=1455.9N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=727.9NFAZ=FBZ=Ft/2=2000N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=727.9/250=18197.5Nmm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=100050=50000Nmm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(18197.52+500002)1/2=53208.5Nmm (5)绘制扭矩图（如图e）

16、转矩：T=9.55（P2/n2）106=134389.4Nmm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=53208.52+(1134389.4)21/2=144539.Nmm(7)校核危险截面C的强度由式dc= Mec/(0.10b)1/3=144539./(0.1102) 1/3 mm=24.19 mm考虑该截面上键槽的影响，直径增加3%dc=1.0324.19=24.9 mm结构设计的直径为28 mm,此轴强度足够 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质钢，硬度（217255HBS）根据设计手

17、册表 取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6207型深沟球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41m

18、m，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=280mm求转矩：已知T3=1.4105Nmm求圆周力Ft：Ft=2T3/d2=21.4105/280=1000N求径向力FrFr=Fttan=10000.36379=363.79N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=363.79/2=181.9NFAZ=FBZ=Ft/2=1000/2=500N (2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=727.950=36397Nmm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=F

19、AZL/2=200050=100000Nmm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（363972+1000002）1/2 =106417.77Nmm (5)计算当量弯矩：根据课本P228=-1bb/0bb=60/102=0.59C剖面最大当量弯矩为Mec=MC2+(T)21/2=106417.772+(0.59140000)21/2 =84215.8Nmm (6)校核危险截面C的强度由式dc= Mec/(0.1-1b)1/3=84215.8/(0.160) 1/3 mm=24.12 mm考虑该截面上键槽的影响，直径增加3%dc=1.0324.12=24.8 mm结构设计的直

20、径为35 mm,此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命,输入轴承选取6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.输出轴承选6207型深沟球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm1630010=48000小时1、计算输入轴承(1)查表14-19，6206轴承的额定动载荷C=19500N，额定静载荷C0=11500N。外径D=62mm,B=16mm （1）已知n=274.3r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=1455.9N初选两轴承为深沟球轴承，轴承内部轴向FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=917.22N (2) FS1+Fa=FS

21、2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=917.22N FA2=FS2=917.22N (3)求系数x、y/FA1/FR1=917.22N /1455.9N=0.63FA2/FR2=917.22N/1455.9N=0.63根据课本表 得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=68.6r/min Fa=0 FR=FAZ=500N试选6207型深沟球轴承根据课本得FS=0. 63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63500=315N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0

22、任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=315N (3)求系数x、yFA1/FR1=315N /500N=0.63FA2/FR2=315N /500N=0.63根据课本表 得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248000h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径

23、d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mmp=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap九.联轴器的选择和设计（1）选择联轴器类型。为缓和振动和冲击，选择弹性套柱销联轴器。（2）选择联轴器型号：计算转距：由课本表

24、16-1查取：K=1.5,按式Tc=KT计算Tc=K9550P/n=1.595503.71/68.6=774.7N.m按计算转矩、转速和轴径，由GB4323-84中选用TL7型弹性套柱销联轴器，主、从动端均为Y型轴孔，A型 键槽，标记为：TL7联轴器 42112 GB4323-84.查得有关数据：额定转矩Tn=500N.m，施用转速n=2800r/min,轴径40-45mm.满足TcTn、nn,适用。减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器：选用游标尺M16起吊装置润滑与密封一.齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分

25、之一大齿轮半径，取为35mm。二.滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三.润滑油的选择：齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。四.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（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。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料目录1机械设计基础，机械工业出版社，任成高主编，2006年2月第一版； 2简明机械零件设计实用手册，机械工业出版社，胡家秀主编，2006年1月第一版；3机械设计-课程设计图册，高等教育出版社，龚桂义主编，1989年5月第三版；4设计手册软件，网络上下载；