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机械设计说明书

机械设计课程设计

计算说明书

设计题目：

单级圆柱齿轮减速器

食品学院食科0905班

设计者：

常冰玉

学号：

010*******

指导老师：

蔡莹

2011年6月20日

江南大学

方案设计步骤：

一、定出传动装置的总体设计方案………………………...3

二、选择电动机……………………………………………...3

三、计算传动装置的运动和动力参数……………………...5

四、传动零件（V带传动、齿轮传动）的设计计算………6

五、轴的结构设计、强度校核……………………………...11

六、轴承的选择计算、润滑与密封及键、联轴器的选择..18

计算

结果

一、总体设计方案

第7组

原始数据：

滚筒圆周力F=1200N；

带速V=2.0m/s；

滚筒直径D=400mm；

滚筒长度L=500mm。

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

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η3轴承×η联轴器×η滚筒×η齿轮

=0.96×0.983×0.99×0.96×0.97

=0.833

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1200×2/1000×0.833

=2.881KW

3、电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×400

=95.541r/min

I（v带）=2~4，i（齿轮）=3~5

所以，n筒=573~1911r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有三种传支比方案：

如指导书P15页第一表。

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Y132M1-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

质量63kg。

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=960/95.54=10.05

2、分配各级伟动比

（1）齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×i带

∴i带=i总/i齿轮=10.05/5=2.01

3、各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

=nI/i带=960/2.01=477.61（r/min）

/i齿轮=477.61/5=95.522（r/min）

4、计算各轴的功率（KW）

=P工作=2.881KW

×η带=2.881×0.96=2.7658KW

×η轴承×η齿轮=2.6291KW

5、计算各轴扭矩（N·mm）

=9.55×106P

=9.55×106×2.881/960

=28660N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×2.7658/477.61

=55303N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×2.6291/95.522

=262849N·mm

四、传动零件（V带传动、齿轮传动）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

选取Ι类机，载荷变动小的：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×2.881=3.4572KW

小轮转速最大为960r/min

选用A型V带，小带轮的基准直径范围为80~100mm

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

取dd1=100mm>dmin=75mm

dd2=n1/n2·dd1=960/477.61×100=201mm

取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200

=480r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2=477.61-480/477.61

=-0.005<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

1.55（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.55（100+200）≤a0≤2×（100+200）

所以有：

165mm≤a0≤600mm

初选中心距a0=300

L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=1079.57mm

取Ld=1120mm

a≈a0+Ld-L0/2=320.215mm

中心距的范围变动为（a-0.015Ld）~（a+0.03Ld）即303.415~353.815

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=162.10>1200（适用）

（5）确定带的根数

P0=0.95KW

△P0=0.11KW

Kα=0.95

KL=0.91

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=3.4572/（0.95+0.11）×0.95×0.91

=3.773

所以Z=4

（6）计算轴上压力

q=0.10kg/m

单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=114.67N

（7）计算压轴力FQ

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×114.67sin162.10/2

=906.19N

（8）计算带宽

f=10e=15

带宽B=（Z-1）×e+2f=65mm

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS

（2）按齿面接触疲劳强度设计

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.7658/477.61

=5.53×104N·mm

载荷平稳，K=1，单级减速器中，齿轮相对轴承对称布置，齿宽系数选取φd=1

σHlimZ1=700MpaσHlimZ2=600Mpa

选取安全系数SH=1.1

[σH]1=σHlim1/SH=700/1.1Mpa

=636Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=600/1.1Mpa

=545Mpa

u=5

取两者较小值代入设计

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3=51.88mm

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差：

i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=6

模数：

m=d1/Z1=51.88/20=2.594mm

取标准模数：

m=3mm

分度圆直径：

d1=mZ1=3×20mm=60mm

d2=mZ2=3×100mm=300mm

中心距：

a=0.5（d1+d2）=180mm

齿宽：

b=φdd1=1×60mm=60mm

为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大些

取b1=65mmb1=60mm

（3）校核齿根弯曲疲劳强度

①许用齿根应力

极限应力σFlim1=450MPaσFlim2=600MPa

安全系数SF=1.4

[σF]1=σFlim1/SF=321MPa

[σF]2=σFlim2/SF=428.6MPa

②验算齿根弯曲应力

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.18YSa2=1.79

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=44.44MPa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa2YSa2

=55.9MPa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（3）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×60×477.61/60×1000

=1.5m/s

所以选用9级精度

五、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

取c=115

d≥115（2.6562/477.61）1/3mm=20.37mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.37×（1+5%）mm=21.39mm

∴选d=22mm

2、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，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（3）确定轴各段直径和长度

∵h=1~4mm，h取2.5mm

第一段：

d1=22mm长度取L1=B=65

第二段:

d2=d1+10=32mm

d3=d2+2h=37mm，所以轴承采用6208，内径为40mm，宽度为18mm

又∵dn=27×477.61=12895.47<（1.5~2）×105

∴采用润滑脂润滑，所以Δ3=8~12，取Δ3=10

螺栓直径M8，所以C1=13，C2=11

l1=δ+C1+C2+（8~12）=8+13+11+10=42mm

轴承盖宽1.2d=1.2*8=9.6mm

∴L2=l1-Δ3-B+1.2d+（15~20）

=42-10-18+9.6+17=40.6mm

第三段：

d3=d2+2h=37mm

Δ2>0.02a+1，取Δ2=10mm

L3=Δ2+Δ3+B=10+10+18=38mm

第四段：

d4=d3+2h=42mm

L4=65-3=62mm

第五段：

d5=d4+10=52mm

L5=10mm

第六段：

d6=d3=37mm

L6=L3=38mm

（3）按弯矩复合强度计算

轴承支承跨距为L=L3+L4+L5+L6–B

=38+57+10+38-18=125mm

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=5.53×104N·mm

③求圆周力：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=55300×2/50=2212N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=2212×tan200=805N

（5）绘制轴受力简图（如图a）

（6）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=402.5N

FAZ=FBZ=Ft/2=1106N

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=402.5×125/2=25.156N·mm

（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=1106×125/2=69.125N·mm

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（25.1562+69.1252）1/2=73.56N·mm

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=5.53×104N·mm

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[73.562+（1×5.53×104）2]1/2=5.53×104N·mm

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=5.53×104/0.1×423

=7.464MPa<[σ-1]b=65MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.6291/95.522）1/3=34.72mm

取d=35mm

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，，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6210型深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm，外径D=90mm。

d1=35mm，L1=82mm（由后面的联轴器型号可求得）

d2=35+10=45mm，

d3=d2+2h=50mm，轴承采用6210，内径为50mm，宽度为20mm

又∵dn=50×477.61=23880>（1.5~2）×105

∴采用油润滑，所以Δ3=10

螺栓直径M8，所以C1=13，C2=11

l1=δ+C1+C2+（8~12）=8+13+11+10=42mm

轴承盖宽1.2d=1.2×8=9.6mm

∴L2=l1-Δ3-B+1.2d+（15~20）

=42-10-20+9.6+17=38.6mm

第三段：

d3=d2+2h=50mm

Δ2>0.02a+1，取Δ2=10mm

L3=Δ2+Δ3+B=10+10+20=40mm

第四段：

d4=d3+2h=55mm

L4=60-3=57mm

第五段：

d5=d4+10=65mm

L5=10mm

第六段：

d6=d3=50mm

L6=L3=40mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=262849N·mm

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×262849/300=1752N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1752×0.36379=637N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=127/2=63.5mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=637/2=318.5N

FAZ=FBZ=Ft/2=1752/2=876N

（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=318.5×63.5=19590N·mm

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=876×63.5=55626N·mm

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（195902+556262）1/2

=58974N·mm

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[589742+（1×262849）2]1/2

=269383N·mm

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=269383/（0.1×553）

=1.62Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

六、轴承的选择计算、润滑与密封及键、联轴器的选择

轴承的选择计算

轴承选择型号6208，内径40mm，宽度18mm

基本额定动载荷Cr=29.5kN，基本额定静载荷Cor=18kN

轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=477.61r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1106N

得轴承内部轴向力

FS=FR则FS1=FS2=FR1=805N

P=FR=805N

（5）轴承寿命计算

P=805N

∵ε=3

根据手册得6208型的Cr=29.5kN

由课本P264（11-10c）式得

Lh=106（ftCr/fpP）ε/60n

=106×（1×29500/1×805）3/60×477.61

=1.717×106h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=95.522r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=637N

得轴承内部轴向力

FS=FR则FS1=FS2=FR1=637N

P=FR=637N

（5）轴承寿命计算

P=637N

∵ε=3

根据手册得6210型的Cr=35.0kN

Lh=106（ftCr/fpP）ε/60n

=106×（1×35000/1×637）3/60×95.522

=2.8×107h>48720h

∴预期寿命足够

键的选择与校核

1、皮带所在轴段键的选择

轴径d1=22mm,L1=65mm

L取55mm

查手册得，选用A型平键，得：

b×h=6×6l=L-b=55-6=49mm

T2=5.53×104N·mmh=6mm

σp=4T2/dhl=4×55300/22×6×49

=34.2Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴上齿轮所在轴段键的选择

轴径d4=42mmL4=62mmT=5.53×104N·mm

选A型平键

b×h=10×8

L=52mm

l=L4-b=52-10=42mm

σp=4T/dhl=4×55300/42×8×42

=15.67Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴上齿轮所在轴端键的选择

轴径为55mm，相应轴段长57mm，T=262849N·mm

b×h=16×10，L=47mm

l=L-b=47-16=31mm

σp=4T/dhl=12.97MPa<[σp]（110Mpa）

4、输出轴上联轴器所在轴段键的选择

轴径为35mm，相应轴段长82mm，T=262849N·mm

b×h=10×8L=72mm

l=L-b=72-10=62mm

σp=4T/dhl=12.7MPa<[σp]（110Mpa）

联轴器选择

输出轴d1=35mm，则联轴器选择GY5，轴孔长度82mm，D=120mm，D1＇=68mm，b=36mm，b1=52mm，s=8mm

F=1200N

V=2.0m/s

D=400mm

L=500mm

η总=0.833

P工作=2.881KW

电动机型号

Y132M1-6

i总=10.05

i齿轮=5

i带=2.01

nI=960r/min

=477.61r/min

=95.522r/min

=2.881KW

=2.7658KW

=2.6291KW

=28660N·mm

=55303N·mm

=262849N·mm

dd1=100mm

dd2=200mm

n2’=480r/min

V=5.03m/s

Ld=1120mm

a0=320.215mm

α1=162.10

Z=4根

F0=114.67N

FQ=906.19N

B=65mm

T1=5.53×104N·mm

[σH]1=636Mpa

[σH]2=545Mpa

m=3mm

d1=60mm

d2=300mm

b1=65mm

b2=60mm

σF1=44.44Mpa

σF2=55.9Mpa

V=1.5m/s

d=22mm

d1=22mm

L1=65mm

d2=32mm

L2=40.6mm

d3=37mm

L3=47mm

d4=42mm

L4=62mm

d5=52mm

L5=10mm

d6=37mm

L6=38mm

轴承支承跨距L=125mm

Ft=2212N

Fr=805N

FAY=402.5N

FBY=402.5N

FAZ=1106N

MC1=25.156N·m

MC2=69.125N·mm

MC=73.56N·mm

T=5.53×104N·mm

Mec=5.53×104

N·mm

σe=7.464MPa

<[σ-1]b

d=35mm

d1=35mm

L1=82mm

d3=50mm

L3=40mm

d4=55mm

L4=57mm

d5=65mm

L5=10mm

d6=50mm

L6=40mm

Ft=1752N

Fr=637N

FAY=FBY=318.5N

FAZ=FBZ=876N

MC1=19590N·mm

MC2=55626N·mm

MC=58974N·mm

Mec=269383N·mm

σe=1.62Mpa

<[σ-1]b

轴承预计寿命48720h

FS1=FS2=805N

Lh=1.717×106h

FR=637N

FS1=637N

Lh=2.8×107h

故轴承合格

A型平键6×6

L=55mm

σp=34.2Mpa

A型平键

10×8

L=52mm

σp=15.67Mpa

A型平键

16×10

L=47mm

σp=12.97Mpa

A型平键

10×8

L=72mm

σp=12.7Mpa

联轴器选择GY5

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