機械設計課程設計單級直齒圓柱齒輪減速器

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1、機械設計課 程 設 計 說 明 書設計題目： 單級直齒圓柱齒輪減速器 系 （部）： 物理科學與技術學院專 業(yè)： 熱能與動力工程年 級： 09級學生姓名： 學 號： 指導教師： 日 期： 2011-12- 20 機械設計課程設計計算說明書u 一、傳動方案擬定.3u 二、電動機的選擇.3u 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.5u 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.5u 五、傳動零件的設計計算.6u 六、軸的設計計算.12u 七、滾動軸承的選擇及校核計算.20u 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.21計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設計一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10

2、年，工作為單班工作制。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=4000N；帶速V=0.75m/s；滾筒直徑D=300mm?？傮w設計示意圖所下：二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶3軸承齒輪聯(lián)軸器鏈滾筒 =0.950.98530.970.990.960.96=0.8243(2)電機所需的工作功率：P電機=FV/（1000總）=40000.75/10000.805=3.7337KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000V/D=6010000.75/300=47.746r/min 按推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動

3、一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，鏈傳動比I2=26，則總傳動比理時范圍為Ia=12144。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ian筒=（12144）47.77=573.246878.88r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min選擇電動機型號為Y132M-6，具體參數(shù)：額定功率Po=4kW；同步轉(zhuǎn)速1000r/min；滿載轉(zhuǎn)速no=960r/min三、計算總傳動比及分配各級的傳動比分配各級傳動比 選擇 i帶=2.5I鏈=3.45總傳動比i總 =no/n筒=960/47.77=20.01 計算i鏈=i總 /i齒輪 /i帶= 2.32滿足允

4、許的誤差要求。四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n電機=960r/minn= n電機/i帶=384(r/min)n=n/i齒輪=111.3(r/min)n=n/i鏈=47.98(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）P電機=3.7337KWP=P電機軸承帶=3.4938KWP= P軸承齒輪=3.3382KWP= P2軸承齒輪鏈=3.2566KW3、 計算各軸扭矩（Nmm）TI=9550PI/nI=87.96NmTII=9550PII/nII =283.15NmTIII=9550PIII/nIII =656.84Nm五、傳動零件的設計計算1.帶傳動的設計及校核1.1計算功

5、率工況系數(shù)KA=1(表13-8)1.2選取普通V帶根據(jù)Pc和no根據(jù)表13-15可用A型帶，小帶輪直徑為112mm140mm，考慮帶速,現(xiàn)取d1=130mm1.3實際傳動比1.4帶速符合要求。1.5中心距初步選取a0實際取值為650mm。查表13-2，基準長度Ld=2500，實際中心距為1.6 小帶輪包角符合要求。1.7 V帶根數(shù)計算由n1、d1查表13-3得到P0=1.4kW由i查表13-5得到P0=0.11kW由查表13-7，K=0.97由Ld查表13-3，KL =1.09則應取3根。1.8軸上壓力查表13-1，A型帶q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力作用在軸上的壓力2.變速箱齒輪設計及

6、校核2.1材料選擇齒輪均采用45鋼表面淬火處理，硬度4050HBS，；查表11-5知安全系數(shù)SH=1.3，SF=1.52.2由齒面接觸強度計算尺寸精度暫取為9級，根據(jù)表11-3載荷系數(shù)K=1.2許用應力查表11-4，ZE=188；對于標準齒輪ZH=2.5小齒輪直徑d1根據(jù)表4-1選取模數(shù)m=2選取齒數(shù)為實際傳動比實際齒輪直徑中心距查表11-6，齒寬系數(shù)=0.82.3校核齒輪彎曲強度由圖11-8和11-9得到齒型系數(shù)YFa1=2.8；YSa1=1.58YFa2=2.25；YSa2=1.77齒面危險截面彎曲應力2.4齒輪圓周速度1.01m/s2m/s用9級精度設計制造是合適的。3.鏈傳動設計及校核

7、3.1鏈輪齒數(shù)傳動比為i鏈=2.32，由表13-12選取z1=27，取z2=69，實際傳動比誤差在允許范圍內(nèi)。3.2鏈條節(jié)數(shù)取中心距a0=40p 3.3計算功率由表13-15查得工況系數(shù)KA=1.0得到計算功率 Pc=KAP=3.34kW3.4鏈條選取由n1和Po查圖13-33得單根鏈條Km=1查圖13-33在該工作點處應選取鏈型號為12A，節(jié)距p=19.05mm。3.5中心距 a=a0=40p=762mm 3.6鏈條速度符合速度要求，無須驗算靜力強度。 3.7軸上壓力確定 3.8鏈輪尺寸分度圓直徑4.最終實際傳動比總傳動比 工作機實際轉(zhuǎn)速 滿足允許的誤差要求。六、軸的設計計算1.計算軸的最小

8、直徑查表11.3,取:軸:軸:軸:考慮有鍵槽,將直徑增大.2.軸的結(jié)構設計選材45鋼,調(diào)質(zhì)處理.由表14.1,查得.由表14.3查得.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由表10.1,查得按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查表8-7,選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:型聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩為:半聯(lián)軸器的孔徑:,故取:.半聯(lián)軸器長度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:.2.1軸上零件的定位,固定和裝配單級減速器中可以將齒輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.2.2確定軸各段直徑和長度2.2.1段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一

9、軸肩,故取段的直徑,左端用軸端擋圈定位,查手冊表按軸端去擋圈直徑,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應比略短,取:.2.2.2 初步選擇滾動軸承,因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用 ,故選用蛋列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):.由表選取型軸承,尺寸:，軸肩故左端滾動軸承采用縐件進行軸向定位,右端滾動軸承采用套筒定位.2.2.3取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短與輪轂寬度,故取：,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度,取則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取即軸肩處軸

10、徑小于軸承內(nèi)圈外徑,便于拆卸軸承。2.2.4軸承端蓋的總寬度為：,取：.2.2.5取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:.,.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.2.3 軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接按查手冊表4-1,得:平鍵截面bh=1811鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為: ,半聯(lián)軸器與軸的配合為:.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:.2.4確定軸上圓角和倒角尺寸,參照課本表11.2,取軸端倒角為:,各軸肩處圓角半徑:段左端取,其余取,處軸肩定位

11、軸承,軸承圓角半徑應大于過渡圓角半徑,由手冊,故取段為.2.5求軸上的載荷在確定軸承的支點位置時,查手冊表6-7,軸承型,取因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.2.6按彎扭合成應力校核軸的強度.2.6.1作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為，.2.6.2求作用于軸上的支反力水平面內(nèi)支反力垂直面內(nèi)支反力2.6.3作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩.由計算總彎矩2.6.4作出扭矩圖.2.6.5作出計算彎矩圖.2.6.6 校核軸的強度對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核.,由表1

12、1.5,由表4-1,取,計算得:,得故安全.2.7 精確校核軸的疲勞強度校核該軸截面左右兩側(cè).2.7.1截面右側(cè):由課本表11.5,得:抗彎截面模量,抗扭截面模量,截面右側(cè)的彎矩,截面世上的扭矩,截面上的彎曲應力,截面上行的扭轉(zhuǎn)切應力.截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及,由圖1.15,查得:得:由圖1.16,查得:材料的敏性系數(shù)為:故有效應力集中系數(shù)為:由圖1.17,取:尺寸系數(shù);扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù):.按磨削加工,由圖1.19,取表面狀態(tài)系數(shù):.軸未經(jīng)表面強化處理,即:.計算綜合系數(shù)值為:.取材料特性系數(shù):.計算安全系數(shù):由式,得,.由表11.6,取疲勞強度的許用安全系數(shù):.故可知其安全.2.

13、7.2截面左側(cè)抗彎截面模量.抗扭截面模量.彎矩及彎曲應力,扭矩及扭轉(zhuǎn)切應力,過盈配合處的值:,由,得:.軸按磨削加工,由圖1.19,取表面狀態(tài)系數(shù)為:.故得綜合系數(shù),.所以在截面右側(cè)的安全系數(shù),.故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的. 3.確定輸入軸的各段直徑和長度七、滾動軸承的選擇及校核計算1.軸承的選擇：軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（GB/T 297-1994）軸承2：單列圓錐滾子軸承30207（GB/T 297-1994）2.校核軸承：圓錐滾子軸承30211，查手冊：由表8.6，取由表8.5查得：單列圓錐滾子軸承時的值為：.由表8.7得：軸承的派生軸向力.因，故1為松邊，作用在軸承上的

14、總的軸向力.查表6-7，得:30211型,.由表8.5，查得：,得.計算當量動載荷,.計算軸承壽命取. 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸入軸：鍵， ，型.2.大齒輪：鍵， ，型.3.輸出軸：鍵， ，型.查表3.1， ,式3.1得強度條件:.校核鍵1：;鍵2：;鍵3：.所有鍵均符合要求。F=4000NV=0.75m/sD=300mm總=0.8243P電機=3.7337KWn筒=47.746r/min電動機型號Y132M-6i帶=2.5i齒輪=3.45i鏈=2.32n電機=960r/minn=384r/minn=111.3r/minn=47.98r/minPI=3.4938KWPII=3.333K

15、WPIII=3.257KWTI=87.96NmTII=283.15NmTIII=656.84Nmd1=130mmV=6.53m/sLd=2500a=735mmF0=154.43NFQ=920.33nSH=1.3SF=1.5m=2YFa1=2.8YSa1=1.58YFa2=2.25YSa2=1.771.01m/s2m/sz1=27z2=69.3i=2.56a=a0=762mmv=0.95m/sFQ=4219Nd1=50.9mmd2=118.1mmdmin=43.26mmd1=45mmL=112mmL1=84mma=10mmd2=341.98mmT2=524.9N.mFt=3070NFr=1137

16、NFa=585NRH1=1583NRH2=1487NRv1=-450NRv2=1587NMH=73068N.mmMv2=78557N.mmMv1=-20961N.mmM1=76534N.mmM2=107654N.mmW=16637.5mm3WT=33275mm3M=87413N.mmT2=524917N.mmb=5.25MPaT=15.78MPa=2.0=1.31S=18.98S=11.76Sca=15.1W=21600mm3WT=43200mm3M=4.05 MPa2=12.15MPaK=3.25K=2.62S=20.89S=16.22Sca=12.81R1=1646NR2=2175Ny=1.5S1=549NS2=725NA1=1307Nx2=0.4y2=1.5P1=1646NP2=3920.9NLH=7722460h預期壽命足夠22