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

课程设计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.4五、传动零件的设计计算.5六、轴的设计计算.11七、滚动轴承的选择及校核计算.17八、键联接的选择及计算.18九、设计小结.19十、参考资料目录.21 计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（1） 工作条件：使用年限8年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：输送带拉力f=1100n；带速v=2.0m/s；滚筒直径d=320mm；滚筒长度l=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380v。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起动性能。2、电动机功率选择：（1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为=0.95工作机所需功=1100*2.0/(1000*.95)=2.315kw（2）查机参考文献表1-4可以确定各部分效率： 联轴器效率：=0.99；滚动轴承传动效率：=0.98；闭式直齿圆柱齿轮传动效率：=0.97；v带传动效率：查参考文献确定选用普通v带传动，一般选取=0.95；由上数据可得传动装置总效率：= = 0.99 0.98 0.97 0.99 0.95 =0.867 （3）电动机所需功率：=2.315/0867=2.67kw（4）确定电动机的额定功率：因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=3.0kw。 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=60100012.0/（320）=119.36r/min 按手册p7表10-1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筒=（620）119.36=716.162387.2r/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y132s-6。其主要性能：额定功率：3.0kw，满载转速960r/min。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=960/119.36=8.042、分配各级传动比（1） 据指导书p7表1，取齿轮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=8.04/4=2.01四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n电机=960r/min n=n0/i=960/2.01=477.61(r/min)nii= n /i齿轮=477.61/4=119.40 (r/min)n筒= nii=119.40 (r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=pmc=3.00.95=2.85kwpii=pirg=2.850.970.99=2.74kw p筒=pii轴承齿轮=2.740.970.99=2.65kw3计算各轴扭矩（nmm）to = 9550pm/nm = 95503.0/960 =29.84nmmti=9550pi/ni=95502.85/488=56.98nmtii=9550pii/nii=95502.78/119.40=219.15nmt筒=9550pw/nw=95502.65/119.40 =211.96nm 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带型由课本4.4得：ka=1.2 pc=kap=1.23=3.6kw小带轮转速n1=960r/min由课本8-15图得：选用a型v带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图4.3得，a型最小直径dmin=75mm课本8-9选取标准直径：d1=100mm 从动轮直径d=d*i=200mm验算带速v =d1n1/（601000）=100960/601000=5.06m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本公式得0.7(d1+d2)a02(d1+d2)确定大轮基准直径d2=n1/n2d1=2.01100200mm带入上式0.7(100+200）a02(100+200) 所以有：210mma0600mm 取中心距a0=400mm 由课本公式得：ld0=2a0+(d1+d2)+(d2-d1)2/4a0 =2400+1.57(125+225)+(225-125)2/（4400） =1277.49mm根据课本表8-3选取基带长度取ld=1400mm实际中心距：aa0+(ld-ld0)/2=400+(1400-1277.49)/2=461mm故a=460mm(4)验算小带轮包角1=180-2 arcsin (d2-d1)/2a =180-2arcsin【(200-100)/（2460）】=180-26.8=167.5120（适用）（5）确定v带的根数由d=100mm n=960r/min查表8-5用插值法查得a型单根v带所能传递的基本功率p=0.95kw 传递功率增量：p=kbn1(1-1/ki)=0.11kw 由表8-6查得包角系数k=0.96 由表8-7查得长度修正系数k=0.93带的根数：z=3.17 取z=4根(6)计算轴上载荷由课本表8-4 查得q=0.10kg/m，单根v带的初拉力：f0=500（pc/zv）（2.5/k-1）+qv2=500【3/（45.03）】(2.5/0.96-1)+0.15.032n=122.13n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0cosv=25122.13cos6.8=968.76n2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 由于所设计的减速器作一般用途选用软齿面传动。查表5-4小齿轮选用40cr 调质处理，齿面硬度为241-286hbs。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度229-286hb； 计算时取小齿轮270hbs 大齿轮230hbs。 (2)按齿面接触疲劳强度确定主要参数 有式（5-17）d765 1) 小齿轮传递的转矩t=56.98n/m 2) 齿宽系数 由表5-7，直齿轮，软齿面，对称布置，取=1.0 3） 载荷系数k 由于载荷平稳，速度较低，齿轮相对轴承对称布置，由此从发表5-5中取k=1.1 4） 齿数比对减速运动 u=i=4.0 5） 许用接触应力 由式（5-18）h= hlim/shlim 小齿轮 h=571mpa 大齿轮 h=385mpa 6）计算小齿轮分度圆直径d d765=49.90mm 7）初定主要参数 选取齿数 取小齿轮齿数z1=25。则大齿轮齿数：z2=iz1=100 计算模数 m=d1/z1=49.90/25=1.996 取标准模数 m=2 分度圆直径 d1=mz1=50mm d2=mz2=200mm 计算中心距 a=（d1+d2）/2=125mm 齿宽 b=d1=150mm=50mm (3)校核齿根弯曲疲劳强度 由式（5-21） 由前可知 k=1.1，t1=56.98n/m, b=50mm，m=2，z1=25 齿形系数yfa 由z1=25、z2=100查表5-6得yfa1=2.62、yfa2=2.18 应力修正系数ysa 由z1=25、z2=100查表5-6得ysa1=1.59、ysa2=1.865 许用弯曲应力f 由式(5-21) f =得f1=384mpa f2=288mpasfmin弯曲疲劳强度的最小安全系数sfmin1=sfmin2=1.25 校核齿根弯曲疲劳强度： 由f=2000kt1/(bm2z1) yfa ysaf得 f1=2000kt1/(bm2z1) yfa1 ysa1=103.91mpaf1 f2=2000kt1/(bm2z1) yfa2 ysa2=101.43mpaf2 故齿轮根弯曲疲劳强度足够（3）齿轮的几何尺寸 m=2 a=180mm z1=25 z2=100 齿宽 b1=50 b2=60 分度圆直径 ：d1=mz1=50mm d2=mz2=200mm正常齿制中：ha*=1 c*=0.25 =20ha=ha*m=2mm hf=(ha*+c*)=2.5mm 齿顶圆直径： da1=d1+2ha=54mm da2=d2+2ha=204mm 齿根圆直径： df1=d1-2hf=45mm df2=d2-2hf=195mm 中心距：a=125mm （4）确定齿轮制造精度 计算小齿轮分度圆的圆周速度：v=1.25m/s 根据v=1.25m/s 由表5-3确定齿轮的等级精度为8级，要求齿轮各项偏差的公差均按该精度的等级，则大、小齿轮的等级精度标记为8 gb/t 10095.12001。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40cr调质，硬度241286hbs根据轴的材料由表（11-2）查得c=107-98，则由式（11-3）可得高速轴收扭转的最小直径d1= 107=19.40mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d1=19.40(1+5%)mm=20.37mm取标准值选d1=22mm2、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根据手册表1.11直径d2030 倒角c或圆角r取1.5段：d1=22mm 长度取l1=62mm轴肩高度h=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+221.5=25mmd2=31mm l2=35mm段：d3=d2+2h=25+23=30mm初选用6206型深沟球球轴承,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19mm，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， l3=（10+19+16）=45mm段 直径d4=d3+2h=30+2=32mm 此零件为齿轮，轴长比齿宽少2mm l4=b1-2=58mm段 直径d5=d3=49mm. 长度l5=35mm (3)按弯矩复合强度计算分度圆直径：已知d1=22mm转矩：已知t1=56.98nm圆周力：ftft=2095t1/d1=209556.98/22=5426n求径向力frfr=fttan=5426tan200=1974.9n因为该轴两轴承对称，所以：l=216+58+32=122mm（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=987.5n faz=fbz=ft/2=2713n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=987.5*0.122/2=60.2nm(3)绘制水平面弯矩图截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1546.50.079=165.5nm (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=176.1nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=t1=56.98nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=0.6，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=176.12+(0.656.9821/2=179.3nm (7)校核危险截面c的强度=mec/w=62.9mpa，可见，故安全。输出轴的设计计算1、选用45钢调质，硬度229286hbs根据轴的材料由表（11-2）查得c=118-107，则由式（11-3）可得高速轴收扭转的最小直径d1= 110=31.26mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d2=31.26(1+5%)mm=32.82mm取标准值选d2=36mm2、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 （2）确定轴的各段直径和长度直径d3050mm c=1.5mm h=2c=3mm根据表8-2，选择弹性柱俏联轴器型号：hl2许用转轴 t=315 nm 主动端y型轴孔l=82mm段：d1=d=36mm l1比联轴器孔径少2-3mm l1=80mm段：d2=d1+(4-6)c=38.4-40.8mm 选取 d2=40mm l2=40mm段： d3=d2+2h=45mm根据表6-6 选取深沟球轴承6209宽b=19 套筒取20mm 因为轴面突出轴承端面故： l3=21+20+6=45mm段：d4=d3+2h=47mm 圆整为50mm比齿宽少2mm 故：l4=48mm段：d5=d4+2h=54mm l5=5mm段：d6=d3=45mm l6=40mm(3)求齿轮上受力求分度圆直径：已知d2=200mm求转矩：已知t=219.15nm求圆周力ft=2095t/d2=2095219.15/200=2295.6n求径向力frfr=fttan=2295.60.36379=835.5n两轴承对称l=125mm(1)支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=835.5/2=417.8nfaz=fbz=ft/2=2295.6/2=1147.8n (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=417.80.077=26.11nm (3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=1147.80.077=88.3nm (4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（26.112+88.32）1/2=92.1nm (5)计算当量弯矩：=0.6m=mc2+(t)21/2=92.12+(0.6219.15)21/2 =160.5nm (6)计算危险面直径b=650mpa -1=65mpadm(0.1 -1) 1/3=37d4此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 （1）计算当量动载荷p=1.1=1343.8 (2) 由条件知道工作时间为8年，且每天三班制工作，则大概总的各种时间为h=83658=23360小时 (3)计算轴承寿命查表12-5，6209轴承的基本额定动载荷为cr=31500n，寿命指数=3；常温下工作，则f1=1 轴承工作寿命 lh=1803970h该轴承的工作寿命大于23360h，满足使用要求八、键联接的选择及校核计算轴径d2=36mm,l2=80mml=l2-b=80-10=70mm t2=219.15nm h=8mm选a型圆头普通平键 gb1096-79 p=4t2/dhl=4219.15/36870 =43.5mpar(110mpa)故此键安全f=1100nv=2.0m/sd=320mml=600mm总=0.867p工作=2.67kwn滚筒=119.36r/min电动机型号y132s-6i总=8.04据手册得i齿轮=4i带=2.01n0=960r/minni =477.61r/minnii=119.40r/minpi=2.85kwpii=2.74kwp筒=2.65kwt0=29.84nmmti=56.98nmmtii=219.15nmmt筒=211.96nmmd1=100mm取标准值d2=200mmv=5.06m/s210mma0600mm a0=400mmld=1277.49mma=460mmz=4根f0=122.13nfq =968.76ni齿=4h1=571mpah2=385mpa d=49.90mmz1=25z2=100m=3d1=50mmd2=200mma=125mmd1=50mmk=1.1yfa1=2.62、yfa2=2.18ysa1=1.59、ysa2=1.865f1=384mpaf2=288mpasfmin1=1.25sfmin2=1.25f1=103.91mpa f2=101.43mpab2=60v=1.25m/sd1=22mml1=62mmd2=25mml2=35mmd3=30mml3=45mmd4=32mml4=58mmd5=35mml5=35mmft=5426nfr=1974.9nl=122mmfay =987.5nfaz =2713nmc1=60.2nmmc2=165.5nmmc =176.1nmt=56.98nm=62.9mpad2=36mmt=315 nmd1 =36mml1=80mmd2= 40mml2=40mmd3= 45mml3=45mmd4=50mml4=48mmd5 =54mml5=5mmd6= 45mml6=40mmd2=200mmt=219.15nmft =2295.6nfr=835.5nl=125mmfax=fby =417.8nfaz=1147.8nmc1=26.11nmmc2=88.3nmmc=92.1nmm =160.5nmp2=1343.8轴承预计寿命h=23360hlh=1803970hp=43.5mpa总结与心得 机械设计课程设计是我所花费时间与精力最多的课程设计，老师对我们要求比较严格，在严格的操练之下，我收获很大。此时，我由衷地要对我们的指导老师说声谢谢，是杜老师在百忙之中挤出宝贵的时间辅导我们，为我们纠错指正，邱老师您辛苦了！ 机械设计课程设计历时2周，内容涉及大学以来所有与专业课程相关的知识。它是一种很好的把理论与实际结合起来的训