机械设计课程设计---设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动.doc

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 =2.21031.6/10000.84kw=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)9604.1941.68274.34.0240.0168.63.86134.3968.63.71516.48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n2=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=187.34 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=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 =bblim1yn1/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，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=4000tan20=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）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41mm，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=fazl/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=fs2 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