机械设计一级减速器课程设计讲解.docx

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机械设计一级减速器课程设计讲解

计算过程及计算说明

一、传动方案的拟定

（1）工作条件：

a）使用寿命：

使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年；

b）工作环境：

室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；

c）动力来源：

三相交流电，电压380/220V;

d）使用工况：

两班制，连续单向运转，载荷较平稳；

e）制造条件：

一般机械厂制造，小（大）批量生产。

（2）原始数据：

运输带工作拉力,运输带工作速度V=1.2m/s（允许带速误差±5%）,滚筒直径。

滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）。

方案拟定：

采用V带传动与斜齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。

二、电动机的选择

2.1电动机类型的选择

按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。

2.2选择电动机的容量

由式Pd=和得

由电动机至运输带的总效率为

式中：

、、、、分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率

取=0.96，=0.98（滚子轴承），=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），=0.99（齿轮联轴器），则

所以

2.3确定电动机转速

卷筒轴工作转速为

由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为=2∽4，一级斜齿轮减速器传动比=3∽6，则总传动比合理范围为∽24，故电动机转速的可选范围为

∽24×57.32=343.92∽1375.68r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min

综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示：

方案

电动机型号

额定功率

kW

电动机转速r/min

电动机质量Kg

同步转速

满载转速

1

Y160M-4

11

1500

1460

123

2

Y160L-6

11

1000

970

147

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min。

2.4确定电动机的型号

根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。

其主要性能：

额定功率：

11kW,满载转速970r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

（1）总传动比：

（2）分配传动比：

式中，、分别为带传动和减速器的传动比。

为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=3.2（V带传动取2∽4比较合理）

则减速器的传动比为：

四、计算传动装置的运动参数和动力参数

4.1各轴转速

Ⅰ轴r/min

Ⅱ轴

卷筒轴

4.2各轴输入功率

Ⅰ轴PⅠ=

Ⅱ轴PⅡ=PⅠPⅠ

卷筒轴P卷=PⅡPⅡ

Ⅰ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即

Ⅰ轴的输出功率为

PⅠ′=PⅠ×0.98=8.83×0.98=8.65kW

Ⅱ轴的输出功率为

PⅡ′=PⅡ×0.98=8.39×0.98=8.22Kw

4.3各轴输入转矩

电动机输出转矩：

各轴输入转矩

Ⅰ轴

TⅠ=

Ⅱ轴

卷筒轴

Ⅰ、Ⅱ轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即

Ⅰ轴的输出转矩

Ⅱ轴的输出转矩

运动和动力参数计算结果如下表所示

轴名

功率P（Kw）

转矩T（N﹒m）

转速nr/min

传动比i

效率

η

输入

输出

输入

输出

电动机轴

9.2

90.58

970

3.2

0.96

Ⅰ轴

8.83

8.65

278.26

272.69

303.13

5.29

0.95

Ⅱ轴

8.39

8.22

1399.28

1371.29

57.36

1.00

0.97

卷筒轴

8.14

7.98

1357.58

1330.43

57.30

五、传动零件的设计计算

5.1带的传动设计：

（1）计算功率Pc

由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数KA=1.2，故

（2）选取普通V带型号

根据，由《机械设计》图5.14确定选用B型。

（3）确定带轮基准直径D1和D2

由《机械设计》表5.6取D1=140mm，ε=1%，得

由表5.6取。

大带轮转速

其误差为1.4%<,故允许。

（4）验算带速v

在5～25m/s范围内，带速合适。

（5）确定带长和中心距a

初步选取中心距mm，取故

由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm。

实际中心距

（6）验算小带轮包角α1

>120。

合适

（7）确定V带根数Z

传动比

由《机械设计》表5.3查得,由表5.4查得

由表5.7查得,由表5.2查得

V带根数

取Z=5根。

（8）求作用在带轮轴上的压力FQ

由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m

单根V带的张紧力

作用在带轮轴上的压力为

5.2齿轮传动的设计计算

选定齿轮材料及精度等级及齿数

（a）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。

（b）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合，

小齿轮45SiMn表面淬火，HRC45～55

大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50

（c）确定许用应力（Mpa）--由《机械设计》图6.14、图6.15得

（d）由《机械设计》表6.5取

使用寿命

由《机械设计》图6.16曲线,由图6.17得,

（e）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动）

工作转矩

确定载荷系数：

由《机械设计》表6.2;由7级齿轮精度取；由硬齿面取，则

取则

查《机械设计》图6.12，得;查表6.3得,，由表6.8得

（f）确定中心距a

因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mm

（g）选定模数、齿数和螺旋角

一般，，初选，则

则

由《机械设计》表6.7，取标准模数

则

取

由于，所以

取，则

齿数比

与i=5.29比，误差为0.8%，可用

则

（h）计算齿轮分度圆直径

小齿轮：

大齿轮：

（i）齿轮宽度

按强度计算要求，取，则齿轮工作宽度

圆整为大齿轮的宽度

则小齿轮宽度

（j）接触疲劳强度的校核

故满足强度要求

（k）齿轮的圆周速度

由手册查得，选8级制造精度最合宜。

（f）归纳如下

螺旋角

中心距a=190mm

模数

齿数及传动比

分度圆直径

齿宽

5.3轴的设计计算

两轴上的功率P、转数n和转矩

由前面的计算已知：

PⅠ=8.83kWnⅠ=303.13r/minTⅠ=278.26N·m

PⅡ=8.39kWnⅡ=57.30r/minTⅡ=1399.28N·m

（a）求作用在齿轮上的力

已知小齿轮的分度圆直径

作用在小齿轮周向力：

小齿轮的径向力：

小齿轮的轴向力：

带轮给轴的载荷FQ:

带轮给轴的转矩T

T=278.26N.m

已知大齿轮的分度圆直径

大齿轮的周向力：

大齿轮径向力：

大齿轮的轴向力：

作用在联轴器端的转矩T：

（b）初步确定轴的最小直径

5.3.1Ⅰ轴的设计及校核

（）选取的轴的材料为45钢，调质处理

由《机械设计》表11.3选C=112

（）确定轴各段直径和长度

从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取，又带轮的宽B=（1.5～2）d1,即B=2d1=74mm,则第一段长度

左起第二段直径取

根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm.

左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7009C型轴承，其尺寸为，那么该段的直径d3=45mm,长度为L3=40mm.

左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=51mm,长度取L4=10mm

左起第五段，因为齿轮分度圆直径为60.8mm<1.8倍轴的直径，故做成齿轮轴段，齿轮宽度为80mm，则此段的直径为d5=65.8mm,长度为L5=80mm

左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=51mm,长度取L6=10mm

左起第七段，为滚动轴承安装出处，取轴径d7=45mm,长度为L7=40mm

综上:

轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm

（）轴上零件的周向定位

V带与轴的周向定位采用平键联接，由轴右起第一段直径d1=37mm，查手册得平键截面，键槽采用键槽铣刀加工，长度系列为L=80mm，同时为了保证带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合，滚动轴承与轴的周向定位是有过渡配合来保证，此处选择的轴的直径尺寸公差为m6.

（）确定轴上圆角和倒角尺寸

由《机械设计》表11.2查得，取轴右端倒角为，轴右起1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm，3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm，

5、6段圆角半径为2.0mm，6、7段圆角半径为2.0mm，轴左端倒角为

（）轴上支反力

绘制轴受力简图（如图所示）

因两轴承对称布置，由手册查得30209型圆锥滚子轴承

所以L=255mm

（D为齿轮处轴直径）

绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示）

轴承支反力：

水平面支反力:

垂直面内支反力：

…………

以轴承1作用点求矩：

…………

将数据代入得

根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为

按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图

根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩Mca

所以

（其中α=0.6）

已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面）

则

（其中由《机械设计》表11.4查得）

故，安全

5.3.2轴的设计计算及校核

（）选取轴的材料为45钢，调质处理

由《机械设计》表11.3查得C=112

（）确定轴各段直径和长度

联轴器的选择

为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取,则

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m，半联轴器的孔径，故取轴的右端第一段的直径为；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=142mm

右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为3