没有修改的资料.docx

1、没有修改的资料九 江 学 院设计题目：单级圆柱齿轮减速器学 院：机械与材料工程学院专 业：模具设计与制造班 级：xx 学号：xx设 计 人：xx 指导老师：xx完成日期：2010年6月 机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.6五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.13七、滚动轴承的选择及校核计算.21八、键连接的选择及校核计.24设计题目：V带单级圆柱减速器机材学院 B0853班 设计者：刘忠山学 号： 36号指导教师：邓宁二一年六月六日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第九组：设计单级圆柱齿轮

2、减速器和一级带传动带式输送机的传动装置简图1电动机；2三角带传动；3减速器；4联轴器；5传动滚筒；6皮带运输机（1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1150N；带速V=1.4m/s；滚筒直径D=240mm；滚筒长度L=250mm。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：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9720.980.980.96=0.834(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=11501.4/10000.8

3、34=1.34KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.4/240=102.72r/min 按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=35。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=IaN总=（620）102.72=616.322054.4r/min方案电动机型号额定功率（kw）同步转速(r/min满载转速(r/min)堵转转距1Y132S-82.37507102.02Y112M-62.310009402.03Y100L1-42.3150014202.3根据容量和转速，由有关手册查出有

4、三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如参考指导书P10页。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Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.3KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=940/102.72=9.152、分配各级转动比（1） 据指导书P6表2.3，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=9.15

5、/4=2.3四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=940r/minnII=nI/i带=940/2.3=408.69(r/min)nIII=nII/i齿轮=408.69/4=102.17(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=1.34KWPII=PI带=1.340.96=1.286KWPIII=PII轴承齿轮=1.2860.990.97 =1.24KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551061.34/940=13.6103NmmTII=9.55106PII/nII=9.551061.286/408.69 =3010

6、3NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551061.24/102.17 =115.9103Nmm五、传动零件的设计计算 带传动是一种应用很广泛的机械传动，带传动由主动轮，从动轮和适度张紧在两带轮上的封闭型传动带组成，它是利用传动带作为中间的扰性件，依带与带轮之间的摩擦力来专递运动的，带转动常用作机械的外传动零件。1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P130表8.12得：kA=1.2PC=KAP=1.22.2=2.64KWnI=940r/min由课本P131图8.12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P131图8.12得，推荐的小带轮

7、基准直径为75100mm 则取dd1=100mmdmin=75 dd2=nI/ nIIdd1=940/408.69100=230mm由课本P115表8-3，取dd2=236mm实际转动比i= dd2/dd1 =236/100=2.36实际从动轮转速nII=nIdd1/dd2=940100/236 =398.3r/min转速误差为：(nII-nII)/nII=(408.69-398.3)/408.69 =0.0251200（满足）（5）确定带的根数根据dd1=100mm nI=940r/min再根据课本P124表（8.9）用内插法得 P0=0.94KW功率增量为：P0=KbnI (1-1/Ki)

8、根据课本P129表（8-18）可得弯曲影响系数 ：Kb=1.0275/1000根据传动比i=2.34, 根据课本P129表(8-19)可得转动比系数：Ki=1.1373则可以算出P0=KbnI (1-1/Ki)=0.12KW根据课本P117表（8-4）可得带长度修正系数 KL=0.99由课本P129图8-11得包角系数K=0.98由课本P132式（8.18）得Z=PC/P=PC/(P0+P0) KKL=2.64/【(0.94+0.12) 0.980.99】=2.56（可得Z=3根）(6)计算轴上压力由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由课本P132式（8-19

9、）单根A型普通V带的初拉力：F0=(500PC/ZV)（2.5/K-1）+qV2=(5002.64/34.92)(2.5/0.98-1)+0.14.922N =141.1N则作用在轴承的压力FQ，由课本P133式（8-20）FQ=2ZF0sin1/2=23141.1sin167.8/2=840.4N(7)设计结果：选用3根A-1600，GB11544-1997 A型普通V带中心距a=500mm,带轮直径dd1=100mm，dd2=236mm 轴上压力FQ=840.4N2、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45C调质，齿面硬度

10、为220240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170210HBS；根据机械零件设计手册选8级精度。齿面精糙度Ra3.26.3m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数：Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=425=100 实际传动比I0=100/25=4传动比误差：（i-i0）/I=（4-4）/4=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=4(3)转矩T1T1=9.55106P/n11=9.551061.34/408.69 =31312Nmm (4)载荷系数k 由课本P185表10-11取k=1

11、.1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P181图10-24查得：HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NLNL1=60njLh =60n1rth=60427.271.1(1651052)=1.17109NL2=NL1/i=1.17109/4=2.93108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2=1.15通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5601.0/1.0Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5301.1

12、5/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43131312(4+1)/1456021/3mm=82.28mm模数：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本P165表10-3取标准模数：m=4mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P187（10-24）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaFT1 为主动轮的转矩NmmB为齿轮的接触宽度mmm模数Z1为主动轮的齿数F 齿轮的许用弯曲应力mpaYFa标准外齿轮的齿形系数YSa标准外齿轮的应力修正系数确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=425mm=100mmd2=mZ2

13、=4100mm=400mm齿宽：b=dd1=1100mm=100mm取b=100mm b1=105mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=1.34 YSa2=1.80 (8)许用弯曲应力F根据课本P180（10-14）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本P182图10-25C查得：Flim1=210Mpa Flim2 =190Mpa由课本P183图10-26查得：YNT1=1 YNT2=1试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度选取

14、安全系数SF=1.3 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21.148700/502225) 2.651.59Mpa=90.3Mpa F1F2=F1YF2YS2/YF1YS1=(90.31.341.8/2.651.59)Mpa=84Mpa F2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/2(Z1+Z2)=2/2(25+100)=125mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1

15、n2/601000=3.14100408.69/601000=2.14m/s查表的选8级精度是合适的六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，选用45#调质，并经调质处理，硬度217255HBS, 抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa根据课本P265（14-2）式，dc(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72118P高速轴的输入功率n高速轴的转速dc(p/n) 1/3 =(102.72118）(2.092/427)1/3mm=1

16、820mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（1820）(1+5%)mm=（18.921）选d=20mm2、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，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。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，则采用过盈配合固定。（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=d=20mm 长度取L1=55mmII段: d2=d1+2hh=2c 查表得c=1.5mmd2=d1+2h=20+221.5=26mmd2=26mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为1

17、6mm.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= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mm段直径d4=d3+2h=32+23=38mm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：（26+32）=32mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为32mm

18、段直径d5=30mm. 长度L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm求转矩：已知T1=48700Nmm求圆周力：Ft根据课本P184（10-15）式得Ft=2T1/d1=248700/50=1948N求径向力Fr根据课本P184（10-15）式得Fr=Fttan=1948tan200=709N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm(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=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由两边对称，知截面C的弯矩也对

19、称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=354.554=19143 Nmm(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=97454=52596Nmm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(191432+525962)1/2=55971Nmm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P/n2）106=48700Nmm(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=559712+(148700)21/2=74191Nmm(7)校核危险截面C的强度由式

20、e=Mec/0.1d33 得e=Mec/0.1d33=74191/0.1323=22.6MPa -1=60MPa该轴强度足够。图a2）输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质，并经调质处理，硬度217255HBS, 抗拉强度b=590Mpa，弯曲疲劳强度-1=255Mpa。-1=60Mpa1、按扭矩初算轴径根据课本P265（14-2）式，dc(p/n) 1/3C以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72118dc(p/n) 1/3 =(102.72118）(2.01/106.82)1/3mm=28.531mm考虑有

21、键槽，将直径增大5%，则d=（28.531）(1+5%)mm=（3033）由设计手册取标准值d1=30（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。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）确定轴的各段直径和长度工段：d1=30mm L1=55mm II段: d2=d1+2hh=2c 查指导书取c=1.5mm d2=d1+2h=30+2

22、21.5=36d2=36mm初选6207型滚动球轴承，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96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。III段直径d3= d2+2h =42mmL3=L1-L=55-2=53mm段直径d4=d3+2h=42+23=48mm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：（36+32）=42mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为42mm段直径d5=40mm. 长度L5=15mm由上述轴各段长

23、度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=200mm求转矩：已知T2=9.55（P/n）106=187103Nm求圆周力Ft：根据课本P184（10-15式得Ft=2T2/d2=2187103/200=1870N求径向力Fr根据课本P184（10-15式得Fr=Fttan=18700.36379=680.6N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N(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/

24、2=340.354=18376.2Nmm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=93554=50490Nmm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（18376.22+504902）1/2 =53730Nmm(5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面CMec=MC2+(T)21/2=537302+(1187000)21/2 =194566Nmm(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1403)=30.4+Mpa-1b=60Mpa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1636510

25、=58400小时1、计算输入轴承（1）.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=26mm，转速n1=427.27 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft1=2T1/d1=248700/50=1948N Fr1=Ft1tan20=709N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2354.5=425.4NP2=ft XR2=10.56354.5=198.52N2.试选轴承型号 根据计算轴颈d2=26mm

26、，初选6206型，查指导书P154附10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=19500N，基本额定静载荷Cor=11500N。3.由预期寿命求所需CP1P2，即按轴承1计算C=P1/ft（60n Lh/106）1/3= 425.4（60427.2758400/106）1/3=5104.8N因CCor=11500N，故选此轴承型号为6206型2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=40mm，转速n1=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d2=2187103/200=1870NFr2=Ft2tan20=680.6N 因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3N