机械设计课程设计-用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器设计.doc

南通市广播电视大学 机械设计基础说明书一、设计任务书设计题目1.设计题目名称：用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器2.运动简图3.工作条件输送机连续单向运转，载荷有轻微振动，在室外有粉尘，两班制工作，使用期限10年，小批量生产，输送带速度容许误差5%。4.原始数据 1输送带拉力 f=1200 n 2输送带速度 v=1.5 m/s 3滚筒直径 d=400 mm 4滚筒长度 l=500 mm教学目的1、综合运用机械设计基础课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，使理论和产生实际知识密切地结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2学习和掌握通用零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法，培养学生工程设计能力和分析问题、解决问题的能力。3训练学生进行工厂设计的思维方法，对学生在计算、制图、运用设计资料（包括手册、标准和规范等）以及经验估计、考虑。设计方案计算过程及计算说明二、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10年，3年大修，工作为两班制，连续单向运转，载荷有轻微震动，有粉尘。（2） 原始数据：输送带拉力f=1200n；带速v=1.5m/s；滚筒直径d=400mm；滚筒长度l=500mm。三、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 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：pw =fv/1000总=12001.5/（10000.85）=2.2 kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010001.5/400=71.6r/min按手册p263表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 n筒=（620）71.6=430.081433.6r/min符合这一范围的同步转速有750、1000和1500 r/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。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3kw，满载转速960r/min 额定转矩2.0，质量63kg四、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=960/71.6=13.422、分配各级传动比（1） 根据指导书 取齿轮i=6（单级减速器i=36合理）（2） i总= i齿轮i带i带= i总/i齿轮=13.42/6=2.235五、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n=960(r/min)n2=n/i带=960/2.235=429.5(r/min)n3=n2/i齿轮=71.59429.5/6=71.5r/min2、 计算各轴的功率（kw）p1 =p工作=2.2kwp2 =p带=2.20.96=2.112kwp3 =p2轴承齿轮=2.1120.980.96 =1.987kw3计算各轴扭矩（nmm）t1 = 9.55106 p1/n= 9.551062.2/960 =21885nmmt2= 9.55106 p2/n2 = 9.551062.112/429.5 =46961nmmt3=9.55106 p3/n3= 9.551061.987/71.5 =265397nmm六、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1)、皮带轮传动设计计算由课本p132表8.21得：ka=1.2pc=ka p=1.23=3.6kw由课本p134图8.13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8.13得，推荐的小带轮基准直径为80100mm p124表8.6知dmin=75mm由p127表8.9知dd1=100mmdmin=75 则取d1=100mmdmin=75 dd2=n/n2dd1=960/429.5100=224mm由课本表8.3，取dd2=224mm，则实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/224 =224r/min转速误差为：n2-n2/n2=(429.5-428)/429.5 =0.0034921200（适用）（5）、确定带的根数根据dd1=100 mm，n=960r/min，p 1=0.97 由式8.11得p1为p0= kb n(1-1/k)由表8.18查得kb=1.027510-3 根据传动比i=2.24，查表8.19得ki=1.373则p1=1.027510-3 960（1-1/1.1373）=0.11 kw由表8.4查得带长度修正系数kl=0.99，由图8.11查得包角系数k2=0.97得普通v带根数z=pc/p0=pc/(p0+p0)kkl =3.6/(0.97+0.11) 0.970.99 =4根10根（适合）(6)、计算轴上压力由课本表8.6 查得q=0.1kg/m，单根v带的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k2-1）+qv2=5003.6/(45.024)(2.5/0.97-1)+0.15.0242n =143.8n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0sin1/2=24143.8sin(167.9/2)=1143.5n2、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定，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；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 转矩t1t1=9.55106p/n1=9.551062.2/429.5 载荷系数k 查表10.11取k=1 齿数z1和齿宽系数d 由10.24可知，确定有关参数如下：传动比i齿轮=6，取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=620=120。实际传动比i0=120/2=60，传动比误差：i- i0/i=025%可用。齿轮比：m= i0=6，因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=0.9。 许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本p188图10.24查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa计算应力循环次数n1(由表10.10查得sh=1)n1=60njh=60429.51(1636510)=1.5109n2=n1/i=1.5109/6=2.5108由课本图10.27查得接触疲劳的寿命系数：znt1=0.92 znt2=0.98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=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa得：d176.43(kt1(u+1)/d uh2)1/3=76.43148917(6+1)/(0.963432)1/3mm=62.238mm模数：m=d1/z1=62.238/20=3.2mm根据课本p172表10.3取标准模数：m=3mm(6)、校核齿根弯曲疲劳强度 f=(2kt1/bm2z1)yfysh确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=320mm=60mmd2=mz2=3120mm=360mm齿宽：b=dd1=0.960mm=54mm取b=54mm b1=60mm(7)、齿形系数yf和应力修正系数ys根据齿数z1=20,z2=85由课本p195表10.13和表10.14得：yf1=2.81 yf2=2.15 ysa1=1.56 ysa2=1.83(8)、许用弯曲应力ff= flim ystynt/sf由课本p189图10.25和图10.26查得：flim1=210mpa flim2 =240mpaynt1=0.88 ynt2=0.9根据课本p190表10.10取安全系数sf=1.25计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1ynt1/sf=2900.88/1.25mpa=204.16mpaf2=flim2ynt2/sf =2100.9/1.25mpa=147.84mpa将求得的各参数代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yf1ys1=(2148917/4525220) 2.811.56mpa=44.12mpa f1f2=f1 yf2ys2/yf1ys1=66mpa 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)=3/2(20+120)=105mm (10)计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/601000=3.1460429.5/601000=1.34m/s七、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217255hbs根据课本p271，查表14.1，取c=115d19.55mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.55(1+5%)mm=20.5mm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段：d1=22mm 长度取l1=50mmh=2c c=1.5mm段:d2=d1+2h=22+221.5=28mm取标准得d2=28mm初选用7207c型角接触球轴承，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距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故段长：l2=（2+20+16+55）=93mm段直径d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm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=60mm求转矩：已知t1=48917 nmm求圆周力：ftft=2t1/d1=248917/60=815n求径向力frfr=fttan=815tan200=296.68n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=148.32nfaz=fbz=ft/2=407.5n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=148.3250/2=7.4nm (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=407.550=20nm (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(7.42+202)1/2=21.33nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p2/n2）106=46nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩为脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t2)21/2=21.332+(146)21/2=50.7nm (7)校核危险截面c的强度e=mec/(0.1d33)= 50.7/(0.1353)=11.8mpa -1b=60mpa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（217255hbs）根据设计手册表 取c=115dc(p3/n3)1/3=115(1.987/71.5)1/3=34.84mm取d=35mm l=110mm2、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7207c型角接球轴承，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=360mm求转矩：已知t3=265nm求圆周力ft：ft=2t3/d2=2265103/360=1472n求径向力frfr=fttan=14720.36379=535.5n两轴承对称la=lb=49mm(1)、求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=535.5/2=267.75nfaz=fbz=ft/2=1472/2=736n (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=267.7549=13.1nm (3)、截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=73649=36.21nm (4)、计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（13.12+36.212）1/2 = 38.5nm (5)、计算当量弯矩：根据课本p235得mec=mc2+(t)21/2=38.52+(1265)21/2 =265.9nm (6)、校核危险截面c的强度e=mec/（0.1d23）=265.9/(0.1453)=29mpa-1b=60mpa此轴强度足够八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命t=1636510=58400小时1、计算输入轴承（1）、已知n2=429.5r/min两轴承径向反力：fr1=fr2=407.5n初先两轴承为角接触球轴承7206ac型轴承内部轴向fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=256.725n (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=256.725n fa2=fs2=256.725n (3)、求系数x、yfa1/fr1=256.725n/407.5n=0.63fa2/fr2=256.725n/407.5n=0.63根据课本表 得e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0 fa2/fr248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)、已知n3=71.5r/min fa=0 fr=faz=736n试选7207ac型角接触球轴承根据课本 得fs=0.63fr,则fs1=fs2=0.63fr=0.63736=463.68n (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=463.68n (3)、求系数x、yfa1/fr1=463.68/736=0.63fa2/fr2=463.68/736=0.63根据课本表 得：e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr248720h此轴承合格九、键联接的选择及校核计算1、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=46nm h=7mm得p=4t2/dhl=446000/22742 =28.4mpar(110mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm l3=48mm t3=285nm查手册 选a型平键键108 gb1096-79l=l3-b=48-10=38mm h=8mmp=4t/dhl=4265000/25838 =99.6mpap(110mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm l2=50mm t=46nm查手册 选用a型平键键1610 gb1096-79l=l2-b=50-16=34mm h=10mmp=4t/dhl=446000/511034=10.6mpapf=1200nv=1.5m/sd=400mml=500mm总=0.85电动机型号y132s-6i总=13.42据手册得i齿轮=6i带=2.235n=960r/minn2 =429.5r/minn3 =71.5r/minp1=2.2kwp2=2.112kwp3=1.987kwt1=21885nmmt2=46961nmmt3=265397nmmdd2=224mm取标准值dd2=224mmn2=428r/minv=5.024m/s2226.8a0648ld=1400mma=446.5mmz=4根f0=143.8nfq=1143.5nz=11根f0=79.79nfq =1640.4nhlimz1=570mpahlimz2=350mpan1=1.5109n2=2.5108znt1=0.92znt2=0.98d1=57.32mmm =3d1=60mmd2=360mmb=54mmb1=60mmyf1=2.81yf2=2.15ysa1=1.56ysa2=1.83ynt1=0.88ynt2=0.9f1=204.16mpaf2=147.84mpaa=105mmd1=22mmd1=22mmd2=28mml=50mml2=93mmd3=35mmd4=41mml4=20mmd5=30mml=100mmft=815nfr=296.68nfay=148.32nfaz=407.5nmc1=7.4nmmc2=20nmmc=21.33nmt=46nmmec=50.7nme=11.8mpa-1bd=35mmft=1472nfr=535.5nfax=fby=267.75nfaz=fbz=736nmc1=13.