机械设计课程设计_V带一级圆柱齿轮减速器.doc

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机械设计课程设计说明书设计题目： 带单级圆柱齿轮减速器 班 级： 机械系090826班 设 计 者： 周 彪 学 号： 07 号 指导教师： 魏玉兰 陈建清 二一一 年 十二 月 八 日目 录一、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、传动零件的设计及校核计算.5六、轴的设计及校核计算.15七、滚动轴承的选择及校核计算.24八、键联接的选择及校核计算.26九、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸.27十、润滑与密封.29十一、感想.30参考文献另附cad设计图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，工作为二班工作制，载荷较平稳，工作环境有粉尘，最高温度35摄氏度。（2） 原始数据：滚筒圆周力f=3300n；带速v=1.2m/s；滚筒直径d=350mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查机械设计课程设计手册表7-1可得）总=v带减速器有压紧平带弹性联轴器 =0.960.980.970.993=0.9062(2)电机所需的工作功率：p w= = =4.37kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=6010001.2/350=65.481r/min 查表1-8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i2=46，取v带传动比i17，取i1=5则总传动比理时范围为ia=2030。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（2030）65.481r/min =1309.621964.43r/min如指导书p167页查表12-1，符合这一范围的同步转速有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y132s-4。其主要性能：额定功率：5.5kw，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。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=1440/65.481=21.99，由于运输带速度允许误差：5%，故取i总=222、分配各级伟动比（1） 查机械设计课程设计手册表7-1，取齿轮i齿轮=5.5（单级减速器i=46合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=22/5.5=4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机=1440r/minnii=ni/i带=1440/4=360(r/min)niii=nii/i减速机=360/5.5=65.5(r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=5.5kwpii=pi带=5.50.96=5.28kwpiii=pii减速器=5.280.98 =5.1744kw3、 计算各轴扭矩（nmm）ti=9.551065.5/1440=36476nmmtii=9.55106pii/nii=9.551065.28/360 =140067nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551065.1744/65.5 =754435nmm 五、传动零件的设计计算1、 v带轮传动的设计计算（1） 选择普通v带截型由课本p156表8-7得：ka=1.1pc=kap=1.15.5=6.05kw且小带轮转速为1440r/min查课本p157图8-11得：选用a型v带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速查课本图8-11得，推荐的小带轮基准直径为80100mm 则取dd1=100mmdmin=75mm dd2=n1/n2dd1=1440/360100=400mm查课本p157表8-8，取dd2=400mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1440100/400 =360r/min转速误差为：n2-n2/n2=（360-360）/360 =0(允许)带速v：v= =1001440/601000 =7.54m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定v带基准长度ld和中心矩a根据课本p152式（8-20）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+400)a02(100+400) 所以有：350mma01000mm 取a0=500mm 由课本p158式（8-22）得：l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0 =2500+1.57(100+400)+(400-100) 2 /4500 =1830mm根据课本p146表（8-2）取ld=1800mm根据课本p158式（8-23）得：aa0+ld-l0/2=500+1800-1830/2 =500-15=485mm(4)验算小带轮包角由课本公式（8-25）1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（400-100）/48557.30=1800-35.40 =144.601200（适用）（5）确定带的根数根据课本p152表（8-4a）p1=1.32 kw根据课本p152表（8-4b）p1=0.17kw根据课本p155表（8-5）k=0.91根据课本p146表（8-2）kl=1.01 由课本p158式（8-26）得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =6.05/(1.32+0.17) 0.911.01 =4.42故 取带的根数为5根由课本查表8-1，a型v带顶宽13mm，135=65，带间留一定间隙，故取带轮宽度75mm。(6)计算带的初拉力f0由课本p149表8-3查得q=0.1kg/m，由式（8-3）单根v带的初拉力：f0=500pc（2.5k）/（ kzv） +qv2=5006.05（2.50.91）/（ 0.9157.54） +0.17.542n =145.88n则作用在轴承的压力fq，由课本p159式（8-28）fp=2zf0sin（1/2）=25145.88sin（144.6/2）=1389.7n2、齿轮传动的设计计算及校核 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不高，所以齿轮采用软齿面。查课本191表10-1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；根据课本p210表10-8选7级精度。齿面粗糙度ra=1.63.2m （2） 确定有关参数如下：传动比i齿=5.5 取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=5.520=110 实际传动比i0=110/20=5.5传动比误差：i-i0/i=5.5-5.5/5.5=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=5.5试选k t=1.6 螺旋角应1020，初选螺旋角=14由课本p205表10-7取d=1转矩t1t1=9.55106p/n1=9.551065.5/1440=36476nmm (3) 按齿面接触疲劳强度设计 由d12k t t1 (u+1)zh2z e2 /（d uh2）1/3=76.43k tt1 (u+1)/du（h）21/31）查课本p217图10-30，可知zh=2.4333 表10-6，可知z e=189.8 mpa1/22）查课本p215图10-26，可知1=0.75，2=0.9则=1+2=1.653）许用接触应力：h=（h 1+ h 2）/2 h=hlimkhn/s 由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限hlim1=600mpa hlim2=550mpa 由课本10-13式n1=60n1jlhn1=6014401（283008）=3.318109 n2= n1/4=0.829109 由课本图10-19取khn1=0.9，khn2=0.95 取失效概率为1%，安全系数s=1 h 1=hlimz1khn1/s=6000.9=540 mpa h 1=hlimz2khn2/s=5500.95=522.5 mpah=（h 1+ h 2）/2=（540 mpa+522.5 mpa）/2=531.25 mpa 4）计算d1t=21.636476(4+1)2.4332189.82/（141.65531.252） 1/3=40.58mm 5）计算齿轮的圆周速度vv=d1tn1/（601000）=3.1440.581440/（601000）=3.06m/s 6）计算齿轮宽度b及模数mnt b=d d1t=140.58=40.58mm mnt=d1tcos/ z1=40.58cos 14/20=1.97mm h=2.25 mnt=2.251.97=4.43mm b/h=40.58mm /4.43mm=9.16 7）计算纵向重合度=0.318d z1tan=0.318120tan14=1.5868）计算载荷系数k ka =1， 根据v=3.06m/s 7级精度，查表10-8 kv=1.13，查表10-4，k h与直齿轮相同，取k h=1.417 据图10-13查得：k f=1.35 据图10-3查得：k h=k f=1.2 载荷系数：k= ka kv k hk h=11.131.21.417=1.92 9）按实际载荷系数校正分度圆直径 d1= d1t=40.58=43.12mm 10）计算模数m n m n= d1cos/ z1=2.1mm（4）按齿根弯曲强度设计 由课本式（10-17） m n 1）确定计算参数 由课本图10-20c 查得消除论弯曲疲劳强度fe1=500mpa，大齿轮弯曲强度极限fe2=380mpa 由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.85，kfn2=0.88 计算弯曲疲劳安全系数s=1.4，由课本式10-12得： f 1=0.85500/1.4=303.57 f 2=0.88380/1.4=238.86 大齿轮数值大 2）计算载荷系数 k= ka kv k fk f=11.131.21.35 =1.83 3）纵向重合度=1.586，查课本图10-28，y=0.88 4）计算当量齿数 zv1= z1/cos3=20/ cos314=21.9 zv2= z2/cos3=110/ cos314=120.4 5）设计计算 m n= =1.68mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲劳计算的法面模数，取m n=2.0已经可以满足弯曲疲劳强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=43.12mm来计算应有的齿数，于是 z1=d1cos/ mn=43.12cos14/2=20.9取z1=21，则z2= u z1 =5.521=115.5，取115（5）几何尺寸计算1）计算中心距a=（z1 +z2）m n /2cos=181.4 取181mm 将中心距调整为181mm2）按调整后的中心距修正螺旋角 =arccos（z1 +z2）m n/2a= arccos（21 +115）2/2181 =132954因值改变不多，故其他参数不必改变3）计算大、小齿轮的分度圆直径d1= z1 m n/cos=212/cos13.5=43.2mmd2= z2 m n/cos=1152/cos13.5=236.5mm4）计算齿轮宽度 b=d1=143.2=43.2调整后，取b2=45mm，b1=50mm5）结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮直径大于160mm，小于500mm，故选用复式结构为宜，详细如cad大齿轮零件图。（6）校核齿根弯曲疲劳强度根据课本p132（6-48）式 f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1= z1 m n/cos=212/cos13.5=43.2mmd2= z2 m n/cos=1152/cos13.5=236.5mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数yfa和应力修正系数ysa前面数据已经求的：yfa1=2.70 ysa1=1.55yfa2=2.16 ysa2=1.80 (8)许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由课本图6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由图6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9试验齿轮的应力修正系数yst=2按一般可靠度选取安全系数sf=1.25 计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =21020.9/1.25mpa=302.4mpa将求得的各参数代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55mpa=77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83mpa=11.6mpa f2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够六、轴的设计计算 输入轴的设计计算及校核1、按扭矩初算轴径1）选用45#调质，硬度217255hbs2）取每级齿轮传动效率为=0.98，则pi=pi带=5.50.960.98=5.1744kwn=ni/i带=1440/4=360(r/min)t=9.55106pii/nii=9.551065.28/3600.98=1371033）作用在齿轮上的力：ft=2t/d1=2137/43.2=6400nfr=fttan/cos=6400tan200/cos13.5=2400nfamin=ft tan=6400tan13.5=1540n4）初步确定轴的最小直径 先按课本式15-2初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，根据课本表15-3=112，取a0=112，于是得：dmin= a0=112=27.2mm取最小轴径为28mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 输入轴采用斜齿轮轴结构，故无需对齿轮定位，单级减速器中可将轮齿安排在箱体中央，两轴承对称分布，左轴承用挡油圈、套筒轴向固定，径向过渡配合固定，右轴承以轴肩和箱体端盖定位，径向则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度1）段：d1=28mm 由于，输入轴最小段与v带大轮相连，并以平键形式链接，此处同时设计好大带轮内径及最小段轴长度，故大带轮内径为d带轮28mm，而根据以上前面的数据，大带轮宽度为l=75mm，取l1带轮=75mm2）ii段:为了满足大带轮的轴向定位要求，第一段到第二段需要制出一轴肩，故取第二段直径d2=32mm。d2=32mm 第二段应与箱体相连，故需要考虑箱体内壁厚度，暂取38mm同时挡油圈应介于此内壁与轴承之间，查表选取内径为32mm的挡油圈厚度12，,故ii段长：l2=（38+12）=50mm3）iii段：优先确定轴承型号及内径，轴承需要同时承受径向力与轴向力，查机械设计课程设计手册表6-7，选取圆锥滚子轴承30207，d=72mm，d=35mm，t=18.25mm，故轴第三段直径d3=35mm，由于该轴承与轮齿之间有轴间挡圈间隔，查机械设计课程设计手册表5-1，选取轴间挡圈，内径为35mm，宽度为4mm，所以：d3=35mml3=18.25+4=22.25mm 考虑到制造，取l3=22mm4）段：该段为齿轮轴的轮齿段，根据前面计算，输入轴小齿轮分度圆直径d1=43.2mm，齿顶高ha=2mm，齿根高hf=2.5mm，故该段轴径为d4= d1+2ha=43.2+22=47.2mm l4：根据前面计算得小齿轮b1=50mm，l4=b1=50mm5）段：考虑便于轴承的拆卸，及节省材料，取段直径d5=32mm. 长度l5=9.5mm6）段、段：用于段与轴承间的连接，即作为轴肩使用，两轴承型号相同，故先可以段的轴径为d7=35mm，长度l7=18.25mm，作为轴肩的段d6=41，l6=4mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=108.5mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=43.2mm求转矩：已知t2=137000nmm求圆周力：ft根据课本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=6400n求径向力fr根据课本p127（6-35）式得fr=fttan=2400n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=54.25mm3、输入轴的校核 (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=182.05nfaz=fbz=ft/2=500.2n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=182.0550=9.1nm (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=500.250=25nm (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p2/n2）106=48nm (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=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2= 26.62+(148)21/2=54.88nm (7)校核危险截面c的强度由式（6-3）e=mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5mpa -1b=60mpa该轴强度足够。 输出轴的设计计算及校核 具体如cad输出轴零件图1、按扭矩初算轴径1）选用45#调质，硬度217255hbs2）取每级齿轮传动效率为