一级斜齿圆柱减速器.doc

Dongguan University of Technology 减速器课程设计 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3三、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4六、轴的设计计算7七、滚动轴承的选择及校核计算.11八、键联接的选择及计算.13九、联轴器的选择与校核计算14设计题目：V带单级斜齿圆柱齿轮减速器班级：械工程学院计算机辅助设计与制造1班设计者：XX运学 号：2007XXX116指导教师：XX、XXXXX日期：二一二年六月十七日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第九组：设计单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级带传动(1)工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。(2)原始数据：滚筒圆周力F=2.1kN；带速V=2.6m/s；滚筒直径D=350mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列卧室封闭结构的三相异步电动机2、电动机功率选择：(1)传动装置的总功率：按课程设计书本P7表2-4选取各传动装置的传动功率，得带=0.95, 轴承=0.98,齿轮=0.97,联轴器=0.99,滚筒=0.96, 则总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.950.9820.970.990.96=0.8411(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=21002.6/10000.8411=6.5KW(3)确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010002.6/350=142r/min由指导书P4表2-1查得常用传动比范围Ia=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ia=624，则电动机转速的可选范围为：nd=Ian筒=（624）142=8523408r/min符合这一范围的同步转速有1000，1500和3000r/min。由指导书P196表20-1，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格、带传动和减速器的传动比，可见方案较合适，则选n=1500r/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-4。其主要性能：额定功率7.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2，质量81kg。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=1440/141.95=10.142、分配各级伟动比(1)据指导书P4表2-1，取V带传动比i带=2.7（带传动比推荐合理值为i=24）(2)i总=i齿轮i带i齿轮=i总/ i带=10.14/2.7=3.756四、运动参数及动力参数计算1.计算各轴转速n1=n电机=1440r/minn2=n1/i带=1440/2.7=533.3(r/min)n3=n2/i齿轮=533.3/3.756=142(r/min)2.计算各轴的功率P1=P工作=6.5KWP2=P1带=6.50.95=6.175KWP3=P2轴承齿轮=6.1750.980.97=5.87KW3.计算各轴扭矩T1=9.55106P1/n1=9.551066.5/1440=43108NmmT2=9.55106P2/n2=9.551066.175/533.3=110578NmmT3=9.55106P3/n3=9.551065.87/142=394778Nmm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带由机械设计基础课本P218表13-8得工作系数kA=1.2则计算功率为PC=KA P额=1.27.5=9KW由课本P219图13-15得，选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本P219图13-15得，小带轮基准直径推荐值为112140mm则取d1=140mmdmin=112mm取V带传动的滑动率=0.02（一般=0.010.02）d2=n1d1（1-）/n2=1440140（1-0.02）/533.3=370mm由课本P219表13-9，取d2=375mm实际从动轮转速n2=n1d1（1-）/d2=1440140（1-0.02）/375=516.8r/min转速误差为：（ n2-n2 ）/n2=（533.3-526.8）/533.3=1.21%1200（适用）（5）确定带的根数由课本P214表（13-3）P0=2.28KW由课本P216表（13-5）Pc=0.17KW由课本P217表（13-7）K=0.96由课本P212表（13-2）KL=1.09由根数Z= PC/(P0+P0)KKL=9/(2.28+0.17) 0.961.09=3.51取Z=4(6)计算轴上压力由课本P212表13-1查得q=0.1kg/m由课本P220式（13-17）单根V带的初拉力F0=500PC（2.5/K- 1）/ZV +qV2=5009(2.5/0.96-1) /410.55+0.110.552=182.19N则作用在轴承上的压力FQ，由课本P221式（13-13）得FQ=2ZF0sin（1/2）=24182.19sin（163.90/2）=1443N2.齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级因为要求结构紧揍，所以齿轮采用硬齿面的齿轮组合。小齿轮选用40MnB表面淬火，齿面硬度为4555HBC，接触疲劳极限强度为11301210Mpa，弯曲疲劳强度为690720MPa；大齿轮选用38CrMnAIA表面淬火，齿面硬度4555HBC,接触疲劳极限强度为11301210Mpa，弯曲疲劳强度为690720MPa；根据课本P168表11-2选8级精度,齿面精糙度Ra1.63.2m（2）许用接触应力取HlimZ1=HlimZ2=1200Mpa，EF1=EF2=700Mpa由课本P171表11-5得最小安全系数是SH =1.0 SF =1.25F1= F2=0.7EF1/ SF=0.7700/1.25=392MpaH1= H2 =Hlim1 /SH =1200/1=1200Mpa(3)按轮齿弯曲强度设计计算由课本P169表11-3取载荷系数K=1.1；由课本P175表11-6取齿形系数d=0.8；由课本P171表11-4取弹性系数ZE=189.8；由于齿轮为标注齿轮，所以节点区域系数ZH=2.5；确定传动比i=3，转矩T1=9.55106 P/n1=110578N.mm由课本P177得=80200，初选螺旋角=150取小齿轮齿数Z1=26，则Z2=iZ1=326=78由课本P178公式得当量齿数ZV=Z/cos3故ZV1= Z1/cos3=26/ cos315=28.8ZV2= Z2/cos3=78/cos315=86.5由课本P173图11-8得YFa1= 2.65 YFa 2=2.23YSa 1= 1.62 YSa2=1.77因为YFa1 YSa 1/F1= 2.651.62/392=0.01095 YFa1 YSa 1/F1= 2.231.77/392=0.01007 显然，所以选用小齿轮进行弯曲强度计算由课本P178式（11-11）得，法向模数mn2KT1 YFa1 YSa 1 cos2/d Z12 F11/3 =21.11105782.651.62cos2150/0.82623921/3=1.66mm由课本P57表4-1取标准模数m=2mm中心距a= mn (Z1 + Z2) /2 cos =2（26+78）/2cos150 =107.67mm取中心距a=110mm确定螺旋角=arc cosmn(Z1 + Z2) /2a =arc cos2（26+78）/2110 =1900041齿轮分度圆直径d1=mnZ1/ cos=226/cos1900041=55mmd2=mnZ2/cos=278/cos1900041=165mm齿宽b=d d1= 0.855=44mm取b2=45mm b1=50mm（4）验算齿面接触强度由课本P178式Z=（cos）1/2= （cos1900041）1/2=0.97由课本P177式11-8得H=ZEZHZ2KT1(u+1)/b ud12 1/2=189.82.50.9721.1110578(3+1)/453262 1/2=710.5MPaH1=1200Mpa （安全）（5）齿轮圆周速度计算V=d1 n1/601000 =55533.3/601000 =1.5m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由课本P241表4-1得，选用45调质钢，硬度217255HBS，强度极限650MPa，屈服极限360MPa，弯曲疲劳极限300MPa。由课本P245表14-2得，c=115由课本P245式（14-2）得dc (P2/n2)1/3=115 (6.175/533.3)1/3mm=26mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=26(1+5%)mm=27.3mm取d=28mm2、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=28mm，长度取L1=50mm因h=2c，所以c=1.5mm段:d2=d1+2h=28+221.5=34mm d2=35mm初选用7307C型角接触球轴承，其内径为35mm,宽度为21mm.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60mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（17+20+60+3）=100mm段：d3=40mmL3=L1-L=50-3=47mm段：d4= d3+2h =40+221.5=46mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm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：35+32=41mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为41mm。段直径d5=30mm，长度L5=23mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=100mm，轴承总长为L=240mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：d1=55mm求转矩：T2=110578Nmm求圆周力：Ft=2 T2/ d1=2110578/55=4021N求径向力：Fr=Fttan/cos=4021tan200/cos1900041=1547.96N求轴向力：Fa= Fttan=4021tan1900041=1385.4N该轴两轴承对称则：LA=LB= L/2=100/2=50mm(4)绘制轴受力简图（如图a）(5)求垂直面的支反力（如图b）F1v=(FrL/2- Fa d1/2)/L=（1547.96100/2-1385.455/2）/100=393NF2V=Fr- F1v =1547.9-393=1154.96N(6)绘制垂直面弯矩图（如图c）MaV=F1V L/2=393100/2=19.650N.mMaV=F2V L/2=1154.96100/2=57.748N.m(7)求水平面的支反力（如图b）F1H=F2H=Ft/2=4021/2=2010.5N(8)绘制水平弯矩（如图d）MaH=F1HL/2=2010.5100/2=100.525Nm(9)绘制合弯矩图（如图e）考虑到最不利的情况，把MaH与MaV直接相加Ma=(MaH2+MaV2)1/2=(100.5252+57.7482)1/2=115.9NmMa=(MaH2+MaV2)1/2= (100.5252+19.6502)1/2=102.4N.m(10)绘制扭矩图（如图f）T=110578Nmm(11)求危险截面的当量弯矩由课本P246得折合系数=1，得Me=Ma2+(T)21/2=115.92+(1110.578)21/2=150.7N.m(12)校核危险截面的强度由课本P246表14-3查得45调质钢对称循环下的弯曲应力为-1 b=60MPa由课本P246式（14-5）得e=Me/0.1d33=150700/0.1403=23.55MPa -1 b =60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由课本P241表14-1选用45号调质钢，硬度217255HBS，强度极限为650MPa，屈服极限为360MPa，弯曲疲劳极限为300Mpa。由课本P245表14-2得，c=115由课本P245式（14-2）得dc(P3/n3)1/3=115(5.87/142)1/3=39.8mm取d=40mm2、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7309c型角接球轴承，其内径为45mm，宽度为25mm。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50mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为3mm。段：d1=40mm 长度取 L1=20mm因h=2c，所以取c=2段: d2=41mm ， L2=60mm，由于利用轴肩定位，所以设计成阶梯状直径为50mm。段：d3=40mm L3=35mm段：d4=38mm L4=50mm此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，所以段直径d5=35mm，取长度 L5=70mm所以轴总长度为225mm，支撑跨距为95mm(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：d1=165mm求转矩：T2=394778Nmm求圆周力：Ft=2 T2/ d1=2394778/165=4785.2N求径向力：Fr=Fttan/cos=4785.2tan200/cos1900041=1842.2N求轴向力：Fa= Fttan=4785.2tan1900041=1647.6N该轴两轴承对称则：LA=LB= L/2=95/2=47.5mm(4)求轴的垂直面支反力F1v=(FrL/2-Fad1/2)/L=（1842.295/2-1647.6165/2）/95=-509.7NF2V=Fr- F1v =1842.2-(-509.7)=2351.9N(5)求轴的垂直面弯矩MaV=F1V L/2=-509.795/2=24.21N.mMaV=F2V L/2=2351.995/2=111.67N.m(6)求轴的水平面支反力F1H=F2H=Ft/2=4785.2/2=2392.6N(7)求轴的水平弯矩MaH=F1HL/2=2392.695/2=113.65Nm(8)求合弯矩考虑到最不利的情况，把MaH与MaV直接相加Ma=(MaH2+MaV2)1/2=(113.652+111.62)1/2=159.3NmMa=(MaH2+MaV2)1/2= (113.652+24.212)1/2=116.2N.m(9)轴受到的扭矩为T=394778Nmm (10)求危险截面的当量弯矩由课本P246得折合系数=1，得Me=Ma2+(T)21/2=159.32+(1394.778)21/2=425.9N.m(11)校核危险截面的强度由课本P246表14-3查得45调质钢对称循环下的弯曲应力为：-1 b=60MPa由课本P246式（14-5）得e=Me/0.1d33=425900/0.1453=46.74MPaFS1=526.3N 故轴承1为压紧端Fa1 =FS2+Fa=526.3+1385.4=1911.7N而轴承2为放松端Fa2=FS2=526.3N (2)求当量动载荷的X.Y值由课本P280表（16-11）得e=0.68，则Fa1/Fr1=1911.7/773.98=2.47 eFa2/Fr2=526.3/773.98=0.68=e所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0(3)计算当量载荷P1、P2根据课本P262（11-6）式得P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41773.98+0.871911.7=1980.5NP2=X2Fr2+Y2Fa2=1773.98+0526.3=773.98N(4)轴承寿命计算因轴的结构要求两端选择同意尺寸的轴承，今P1P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1计算依据。因受轻微冲击，故由课本P279表16-9取载荷系数f P=1.2，由课本P279表16-8得温度系数ft=1角接触球轴承=3，由手册P149表15-6得7307C型的Cr=34.2KN由课本P279式（16-3）式得LH=106 (ftCr/fPP1) /60n=106(134200/1.21980.5) 3/60533.3=93317h46720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)计算轴承的轴向力已知n3=142r/min两轴承载荷：Fr1=Fr2= Fr /2=921.1N初选两轴承为角接触球轴承7309C型由课本P281表16-12查得轴承内部轴向力FS1=0.68Fr1=0.68921.1=626.35NFS2=0.63Fr2=0.68921.1=626.35N轴向载荷：Fa=1647.6NFS2+Fa=626.35+1647.6=2273.9NFS1=626.35N 故轴承1为压紧端Fa1=FS2+Fa=626.35+1647.6=2273.9N而轴承2为放松端Fa2=FS2=626.35N (2)求当量动载荷的X.Y值由课本P280表（16-11）得e=0.68，则Fa1/Fr1=2273.9/921.1=2.46 eFa2/Fr2=626.35/921.1=0.68=e所以得：x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0(3)计算当量载荷P1、P2根据课本P262（11-6）式得P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41921.1+0.872273.9=2355.9NP2=X2Fr2+Y2Fa2=1921.1+0626.35=921.1N(4)轴承寿命计算因轴的结构要求两端选择同意尺寸的轴承，今P1P2，故应以轴承1的径向当量动载荷P1计算依据。因受轻微冲击，故由课本P279表16-9取载荷系数f P=1.2，由课本P279表16-8得温度系数ft=1角接触球轴承=3，由手册P149表15-6得7309C型的Cr=49.2KN由课本P279式（16-3）式得LH=106 (ftCr/fPP) /60n=106(149200/1.22355.9) 3/60142=164636h46720h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算1.轴径d1=28mm L1=50mm查手册选用C型平键，得键 87 GB/T1095-2003 l=L1-b=50-8=42mmT2=110.578Nm h=7mm由课本P158式（10-26）得p=4T2/dhl=4110578/28742=53.7MpaR=110Mpa2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=40mm L3=47mm 由课本P156页选A型平键键128 GB/T1095-2003 l=L3-b=47-12=35mmT2=110.578Nm h=8mm由课本P158式（10-26）得p=4T2/dhl =4110578/40835=39.5Mpap=110Mpa3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=41mm L=50mm 由课本P156页选A型平键键149 GB/T1095-2003 l=L-b=60-14=4 mm T3=394.778N.m h=9mm由课本P158式（10-26）得p=4T3/dhl=4394778/41946=93MPap =110Mpa4、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d5=35mm L=70mm 由课本P156页选A型平键键87 GB/T1095-2003 l=L-b=70-8=62mm T4=394.778N.m h=7mm由课本P158式（10-26）得p=4T4/dhl=4394778/35762=103.9MPap =110Mpa九、联轴器的选择及校核计算(1)选择类型为了缓和机器自身的冲击和减轻电动机与减速器之间的振动，选用弹性柱销联轴器。(2)求计算转矩转矩T=43.108N.mm由课本P291表17-1查得工作机为输送机，工作情况系数为Ka=1.5,故计算转矩：Tc=KaT=1.543.108=64662N.m（3）确定型号由设计手册P163选取弹性套柱联轴器TL5。它的公称转矩为125N.m，版联轴器材料为钢时，许用转速为4600r/min，允许轴孔直径在2535mm之间。F=2.1KNV=2.6m/sD=350mm总=0.8411P工作=6.5KWn筒=142r/minnd=8523408r/min选n=1500r/min。电动机型号Y132M-4i总=10.14据手册得i带=2.7i齿轮=3.756n1 =1440r/minn2=533.3r/minn3=142r/minP1=6.5KWP2=6.175KWP3=5.87KWT1=43108NmmT2=110578NmmT3=394778NmmPC=9KWd2=370mm取标准值d2=375mmn2=516.8r/minV=5.03m/s360.5mma01030mm取a0=800Ld=2426mm实际a=837mm1=163.90Z=4根F0=182.19NFQ =1443NF1= 392MpaF2= 392MpaH1= 1200Mpa H2 =1200Mpai齿=3Z1=26Z2=78mn=1.66mmT1=110578Nmm取中心距a=110mm初选螺旋角=150确定螺旋角=1900041d1 =55mmd2=165mmb2=45mmb1=50mmZ=0.97H=710.5MPaV=1.5m/sd26mm取d=28mmd1=28mmL1=50mmd2=35mm L2=100mmd3=40mmL3=47mmd4=46mmL4=20mmd5=30mmL5=23mm支承跨距l=100mm轴承总长L=240m