一级圆柱斜齿减速器课程设计61.8%1.75%280%131.doc
一级圆柱斜齿减速器课程设计61.8%1.75%280%131
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减速器课程设计
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一级圆柱斜齿减速器课程设计61.8%1.75%280%131,减速器课程设计
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机械设计课程设计计算说明书 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 . 19 八、键联接的选择及计算 . 22 设 计题目： 带式运输机的传动装置设计 06 机械 班 设计者： 黄进权 学 号： 200624163139 指导教师： 何新建 2008 年 12 月 2009 年 1 月 nts 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （ 1） 工作条件： 连续单向运转，载荷平稳，空载起动，两班制，使用期限为 10 年，运输带速度允许误差为 5，室内工作。 （ 2） 原始数据： 运输带有效拉力 F 1800N 运输带工作速度 V 1.75m/s 卷筒直径 D 280mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： 选 用 Y 型三相笼式异步电动机，封闭式结构，电压 380V。 2、电动机功率选择： （ 1）传动装置的总功率： 总 = 带 3 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 =0.96 0.993 0.97 0.99 0.96 =0.859 (2)电机所需的工作功率： P 工作 =FV/1000 总 =1800 1.75/(1000 0.859) =3.671KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒 =60 1000V/ D 60 1000 1.75/( 280)r/min 119.42r/min 按 1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=36。取 V 带传动比 I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=624。故电动机转速的可选范围为 nd=Ia n 筒 =（ 624） 119.42r/min717 2867r/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 2可知有三种适用方案，如下表所示： 方 案 电机 型号 额定 功率 电机转速 传动装置的传动比 同步 满载 总传动 V带传动 减速器 F=1800N V=1.75m/s D=280mm n 滚筒 =119.409r/min 总 =0.858 P 工作 =3.671KW 电动机型号 Y112M 4 nts1 Y112M 4 4 1500 1440 12.566 3 4.189 2 Y132M 6 4 1000 960 8.377 3 2.792 3 Y160M1 8 4 750 720 6.283 3 2.094 综合考虑，电动机和传动装置的尺寸和带传动、减速器的传动比选择第一个方案，因此选定电动机型号 Y112M 4，其主要性能如下表： 型号 额定功率 （ KW） 满载时 转 速 功 率 功率因数 Y112M 4 4 1440 84.5 0.82 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 Y112M 4。 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 =1140/119.42 12.058 2、分配各级传动比 为使 V 带传动外廓尺寸不致于过大，所以取带传动比为 3.12， 而减速器为一级传动，故 圆柱齿轮传动比 i 3.859。 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（ r/min） nI= nm/ i 带 =1440/3.125 460.8（ r/min） nII=nI/i 齿轮 =460.8/3.859=119.409(r/min) nIII=nII 计算各轴的功率（ KW） PI= Pd 带 =3.671 0.96=3.524KW PII=PI 轴承 齿轮 =3.524 0.97 0.99=3.384KW P 卷筒 =PII 轴承 联轴器 i 总 =12.058 i 齿轮 =3.859 i 带 =3.125 nI =460.8r/min nII=nIII=119.409r/min PI=3.524KW PII=3.384KW PIII=3.317KW TI=24346.868N mm TII=270700N mm TIII=265300N mm nts=33.384 0.99 0.99 =3.317KW 2、 计算各轴扭矩（ N mm） 电机输出转距： Td=9.55 103Pd/nm =9.55 103 3.671/1440 =24346.868N mm TI= Td i 带 带 =24346.868 3.125 0.96 N mm =73040.604 N mm TII= TI i 齿轮 轴承 齿轮 =270700 N mm TIII= TII 齿轮 联轴器 265300 N mm 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 由 3查表 8-7可知工作情况系数 ： kA=1.1 PCA =KAP=1.1 3.671=4.038KW 根据计算功率 PCA 和小带轮的转速 n1，由 3图 8 11选取普通 V带 ： A型 带。 再根据 V带带型，由 3表 8 6和表 8 8 确定小带轮的基准直径 dd1=80mm。 带速： V=（ dd1 n1） /（ 60 1000） =6.029m/s dd1=80mm dd2=250mm V=6.029m/s Ld=1532.550mm a=533.725mm 234.5mm a0 670mm 取 a0=533 nts因为 5m/s900 （适用） （ 5） 确定带的根数 根据 3表（ 8-4a） P0=0.68KW 根据 3表（ 8-4b） P0=0.17KW 根据 3表（ 8-5） K =0.95 根据 3表（ 8-2） KL=0.99 Z PCA/ (P0+ P0)K KL 4.038/（ 0.68 0.17） 0.95 0.99 5.054 Z=5 根 F0=112.912N Fp =1114.829N ntsZ取 5。 （ 6） 计算带 的初拉 力 由 3表 8-3查得 q=0.1kg/m，单根 V带的最小初拉力： (F0) min=500PCA（ 2.5-K） /(ZV K )+qV2 =112.912KN （ 7）计算带传动的压轴力 Fp Fp 2ZF0sin 1/2 2 5 112.912 0.987 1114.829N 齿轮传动的设计计算 1. 选择齿轮 类型、齿数、 材料及精度等级 1） 按任务书的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动； 2） 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 280HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS； 3） 运输机为一般工作机器，速度不高 ， 故选 8 级精度。 2. 齿面接触疲劳强度设计 ，即 2131 2 1* * ( )t HEtdHkT ZZudu 确定公式内的各计算数值； 1） 由任务书选取区域系数HZ=2.425； 2） 试选载荷系数 tk =1.6； 3） 由 2 图 10-26 查得 1 =0.78 ， 2 =0.92 ，则12 0.78+0.92=1.70 4） 取小齿轮齿数 Z1=23。传动比 i 齿 =3.859 则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.8592 3=88.757 取 Z2 =89； 理论传动比I0=89/23=3.870 5） 选取螺旋角，初选为 15 6） 由 2表 10-7 选取齿宽系数 d 1； 7） 由 2表 10-6 查得材料的弹性影响系数EZ=189.8Mpa； Z1=23 Z2 =89 HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550Mpa N1=1.327109 N2=3.429108 KHN1=0.921 KHN2=0.98 H1=552.6Mpa H2=539.5Mpa H =545.8Mpa nts8） 由 2图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 lim1H =600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限lim2H =550MPa； 9） 由 2 式 10-13 计 算 应 力 循 环 次 数1160 hN n jL60*460.8*（ 2*8*300*10） =1.327*109 2N =91.327 *103.859 3.429*108 ； 10） 由 2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 1HNK 0.921，2HNK 0.98； 11） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 1，由 2式 10-12 得 1 l i m 11 HNH K S 0.921* 6001 =552.6Mpa 2 l i m 22 HNH K S 0.980 * 5501 =539.5Mpa 12） 许用接触应力 12 2HHH 5 5 2 .6 5 3 9 .52 =545.8Mpa 3. 计算 1） 试算小齿轮分度圆直径 1td ，由计算公式得 4231 2 * 1 . 6 * 7 . 3 0 5 * 1 0 4 . 8 7 0 ( 2 . 4 5 4 * 1 8 9 . 8 )*1 * 1 . 7 0 3 . 8 7 0 5 4 5 . 8td 2） 计算圆周速度 116 0 * 1 0 0 0tdnv * 4 9 . 7 3 9 * 4 6 0 . 86 0 * 1 0 0 0 =1.200m/s 3） 计算齿宽 b 及模数 ntm 1dtbd1*49.739=49.739mm v =1.200m/s b=49.739mm ntm =2.089 h=4.700mm b/h=10.583 =1.96 vK 1.08 HK =1.349 FK 1.39 1 .4HFKK K=2.040 1d =53.936 nm =2.265 nts 1 c o s 4 9 . 7 3 9 * c o s 1 5 2 . 0 8 923tnt dm Z h=2.25 ntm =2.25*2.089=4.700mm b/h=49.739/4.700=10.583 4）计算纵向重合度0 . 3 1 8 t a nd Z =0.318*1*23*tan15 =1.96 5）计算载荷系数 K 已知使用系数 AK =1 根据 v =1.200m/s， 8 级精度，由 1图10-8 查得动载系数 vK 1.08，由表 10-4 查得 HK 的值与直齿轮的相同。故 HK =1.349 由 2图 10-13 查得 FK 1.39 由 2表 10-3 查得 1 .4HFKK的载荷系数 K= A v H HK K K K=2.040 6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a 得 311ttKddK49.739* 3 2.0401.6 =53.936 7）计算模数 nm 1 c o s 5 3 . 9 3 6 * c o s 1 5 2 . 2 6 523n dm Z 4. 按齿根弯曲强度设计 由 2式 10-17 213212 c o s *F a S an dFK T Y YYmZ （ 1） 确定计算参数 1） 计 算载荷系数 K= A v F FK K K K 2） 根据纵向重合度 1.960，从 2图 10-28 查得螺旋角影响系数 Y 0.875； 1.960 Y 0.875； 1vZ 25.521 2vZ 98.755 1FaY =2.61 2FaY =2.19 1SaY =1.593 2SaY =1.785 1FE =500Mpa 2FE =380Mpa 1FNK =0.86 2FNK =0.91 1F 307.143 2F 247 m=2 1Z =26 nts3） 计算当量齿数 11 3323 2 5 . 5 2 1c o s c o s 1 5v ZZ 22 3389 9 8 . 7 5 5c o s c o s 1 5v ZZ 4）查取齿形系数 有 2表 10-5 查得 1FaY =2.61， 2FaY =2.19 5）查取应力校正系数 由 2表 10-5 查得 1SaY =1.593， 2SaY =1.785 6）由 2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1FE =500Mpa， 2FE =380Mpa； 7）由 2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 1FNK =0.86，2FNK =0.91； 8）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由 2式 10-12 得 111 0 . 8 6 * 5 0 0 3 0 7 . 1 4 31 . 4F N F EF K S 222 0 . 9 1 * 3 8 0 2 4 71 . 4F N F EF K S 9）计算大小齿轮的 Fa SaFYY并加以比较 1112 . 6 1 * 1 . 5 9 3 0 . 0 1 3 5 3 7 3 0 7 . 1 4 3F a S aFYY 2222 . 1 9 * 1 . 7 8 5 0 . 0 1 5 8 2 7 2 4 7F a S aFYY 大齿轮数值大； （ 2）设计 计算 43 22 * 2 . 0 4 0 * 7 . 3 0 5 * 1 0 * 0 . 8 7 5 * c o s 1 51 * 2 3 * 1 . 7 0m =1.643 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 nm 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 nm =2 即可满足弯曲强度。2Z 101 a =131mm 14.195 1d 53.638 2d =208.362 1B 60mm 2B 55mm nts但为了同时满足接触疲劳强度算得的分度圆直径 1d =53.936 来计算应有的齿数，于是由 1 c o s 5 3 . 9 3 6 * c o s 1 5 2 6 . 0 4 92ndZ m 取 1Z =26，则 21 3 . 8 7 0 * 2 6 1 0 1Z u Z 。 5.几何尺寸计算 1）计算中心距 12() ( 2 6 1 0 1 ) * 2 1 3 1 . 4 8 02 c o s 2 * c o s 1 5nZ Z ma 将中心距圆整为 131mm。 2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 12() ( 2 6 1 0 1 ) * 2a r c c o s ( ) a r c c o s 1 4 . 1 9 52 2 * 1 3 1nZ Z ma 因 值改变不多，故参数 、 K 、 HZ 等不必修正； 3） 计算大小齿轮的分度圆直径 11 2 6 * 2 5 3 . 6 3 8c o s c o s 1 4 . 1 9 5nZmd 22 1 0 1 * 2 2 0 8 . 3 6 2c o s c o s 1 4 . 1 9 5nZmd 4） 计算齿轮宽度 1 1 * 5 3 . 6 3 8 5 3 . 6 3 8dbd 2B 55mm， 1B 60mm 六、轴的设计计算 输 出 轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 根据 【 3】 查表 15-3，取 A0=110 d A0（ PI/NI） 1/3=110 (3.524/460.8) 1/3mm=21.672mm 考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=21.672 (1+5%)mm=22.156 选 d=22mm 2、轴的结构设计 nts （ 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 根据设计内容，选择深沟球轴承，轴 d1=22mm 22mm，初选轴承代号 6205，内径为 25mm，宽度为 15mm，查轴承基本尺寸得， 工段： d1=22mm 长度取 L1=36mm h=2c c=1.5mm II 段 :d2=d1+2h=22+2 2=26mm 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 长为 30mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长 ： L2=63mm III 段直径 d3=30mm 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。取挡油板为 19mm， L3=19+16=35mm 段直径 d4=34mm，长度比齿轮宽略短， 取 L4=55 由 于轴肩高度 h 大于 0.07d，所以取 d5=40mm,L5=6mm 第六段长度由轴承和挡油板确定 ，即 d6=30mm， L6=27mm 输 入 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【 3】查表 15-3，取 A0=110 d c(P3/n3)1/3=110(3.384/119.409)1/3=33.537mm 取 d=34mm 2、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 6206 型角接球轴承，其内径为 35mm，宽度为 19mm。 查轴承基本尺寸得， 工段： d1=35mm 长度取 L1=58mm II 段 :d2 =42mm 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输出轴结构： d1=22mm d2=26mm d3=30mm d4=34mm d5=40mm d6=30mm L1=36mm L2=63mm L3=35mm L4=55mm L5=6mm L6=27mm 输入轴结构： d1=35mm d2=42mm d3=45mm d4=48mm d5=56mm d6=45mm L1=58mm L2=65mm L3=44mm L4=50mm L5=10mm L6=30mm nts壁应有一定矩离而定，为此，取长为 30mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 4mm,故 II 段长 ： L2=65mm III 段直径 d3=45mm 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4mm。取挡油板为 21mm， L3=21+19+4=44mm 段直径 d4=48mm，长度比齿轮宽略短， 取 L4=50mm 由于轴 肩高度 h 大于 0.07d，所以取 d5=56mm,L5=10mm 第六段长度由轴承和挡油板确定，即 d6=45, L6=19+11=30mm 七 . 输出轴 和轴承 的校核： 轴的校核： 1.按弯扭合成应力校核轴的强度。（危险截面 C） 取 0.6 则 22 2 5 233() ( 7 9 7 9 4 . 0 6 1 ) ( 0 . 6 2 . 7 0 7 * 1 0 ) 1 6 . 3 6 30 . 1 4 8c a aMT MPW 45 钢调质处理，由表 15-1 得 1 60 aMP ， 1ca 故安全。 1. 精确校核该轴的疲 劳强度 通过分析，该轴只需校核截面 IV 两侧即可。 （ 1） . 截面 IV 左侧 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 8 1 1 0 5 9 . 2W d m m 抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 4 8 2 2 1 1 8 . 4TW d m m 截面 IV 左侧的弯矩为： 5 7 . 5 2 5 . 57 9 7 9 4 . 0 6 1 4 4 4 0 7 . 1 3 05 7 . 5M N m m 扭矩为： 53 2 . 7 0 7 * 1 0T N m m 截面上的弯曲应力为： 4 4 4 0 7 . 1 3 0 4 . 0 1 51 1 0 5 9 . 2baM MPW 扭转切应力为：52 . 7 0 7 * 1 0 1 2 . 2 3 92 2 1 1 8 . 4taTT MPW 45 钢调 质处理，由表 15-1 得 640BaMP ， 1 275M Pa ，ca 16.363 aMP31 1 0 5 9 .2W m m 32 2 1 1 8 . 4TW m m 4 4 4 0 7 . 1 3 0M N m m 4 .0 1 5b MP 1 2 .2 3 9taMP 1.94 1.31 nts1 155 aMP ，轴肩应力集中系数 及 按附表 3-2查取，取 1.6r ，因 1 .6 0 .0 3 645rd ， 48 1 .0 745Dd 得 1.94 ， 1.31 由附图 3-1 可得走的材料的敏性系数为： 0 . 8 2 , 0 . 8 5qq 故有效应力集中系数按式为： 1 ( 1 ) 1 0 . 8 2 * ( 0 . 9 4 1 ) 1 . 7 7 1kq 1 ( 1 ) 1 0 . 8 5 ( 1 . 3 1 1 ) 1 . 2 6 4kq 由附图 3-2 查得尺寸系数 0.67 ，由 3-3 查得扭转尺寸系数0.82 ，轴按磨削加工 ，由附图 3-4 得表面质量系数为：0 .9 2 轴未经表面强化处理，即 1q ，按式 3-12 及 3-12a 得综合系数为：1 1 . 7 7 1 11 1 2 . 7 3 00 . 6 7 0 . 9 2kK 1 1 . 2 6 4 11 1 1 . 6 2 80 . 8 2 0 . 9 2kK 又由 3-1 及 3-2 得碳钢的特征系数为： 0 .1 0 .2 ，取 0.1 0.5 0.1 ，取 0.05 于是，计算安全系数 值，按式 15-6 15-8 得： 112 2 2 22752 5 . 0 8 92 . 7 3 0 0 . 1 01551 4 . 9 0 41 2 . 2 3 9 1 7 . 4 81 . 6 2 8 0 . 0 5222 5 . 0 8 5 * 1 4 . 9 0 41 2 . 8 1 3 1 . 5( 2 5 . 0 8 5 ) (1 4 . 9 0 4 )amamcaSKSKSSSSSS ?故可知其安全 （ 2） . 截面 IV 右侧 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 4 8 1 1 0 5 9 . 2W d m m 1.771k 1.264k 2.730K 1.628K 0.1 0.05 nts抗扭截面系数： 3 3 30 . 2 0 . 2 4 8 2 2 1 1 8 . 4TW d m m 截面 IV 左侧的弯矩为： 5 7 . 5 2 5 . 57 9 7 9 4 . 0 6 1 4 4 4 0 7 . 1 3 05 7 . 5M N m m 扭矩为： 53 2 . 7 0 7 * 1 0T N m m 截面上 的弯曲应力为： 4 4 4 0 7 . 1 3 0 4 . 0 1 51 1 0 5 9 . 2baM MPW 扭转应切应力为：52 . 7 0 7 * 1 0 1 2 . 2 3 92 2 1 1 8 . 4taTT MPW 过盈配合处的k ，由附表 3-8 求出，并取0.8kk ， 2.8k ，则 0 . 8 0 . 8 2 . 8 2 . 2 4kk 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 0 .9 2 ，故综合系 数为： 111 2 . 8 1 2 . 8 8 70 . 9 2111 2 . 2 4 1 2 . 3 2 70 . 9 2kKkK 所以轴在截面 IV 右侧的安全系数为： 112 2 2 22752 3 . 7 2 52 . 8 8 7 4 . 0 1 5 0 . 1 01551 0 . 6 1 11 2 . 2 3 9 1 2 . 2 3 92 . 3 2 7 0 . 0 5222 3 . 7 2 5 1 0 . 6 1 19 . 6 9 1 . 5( 2 3 . 7 2 5 ) (1 0 . 6 1 1 )amamcaSKSKSSSSSS ?故该
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