单级减速器设计说明书参考1(这是将查询表格更改后的版本)

11 机械课程设计任务书机械课程设计任务书 班级 姓名 学号 题目 题目 皮带运输机的 级 齿圆柱齿轮减速器设计 一 传动简一 传动简图图 二 原始数据 二 原始数据 输送带工作拉力 F N 滚筒直径 D mm 输送带速度 V m s 三 工作条件 三 工作条件 单班制 连续单向运转 有轻度冲击 环境温度 C 四 使用年限 四 使用年限 寿命 五 输送带速度五 输送带速度 允许误差 5 六 设计工作量六 设计工作量 1 减速器装配图 1 张 A1 2 零件图 2 张 A2 3 设计说明书 1 份 机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书 一 传动方案拟定一 传动方案拟定 二 电动机的选择二 电动机的选择 三 计算总传动比及分配各级的传动比三 计算总传动比及分配各级的传动比 四 运动参数及动力参数计算四 运动参数及动力参数计算 五 传动零件的设计计算五 传动零件的设计计算 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 七 轴承选择七 轴承选择 八 键联接的选择及计算八 键联接的选择及计算 滚筒 输送带 电动机 带传动 一级圆柱齿轮减速器 联轴器 12 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一 传动方案拟定一 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 载荷平稳 环境清洁 2 原始数据 滚筒圆周力 F 1000N 带速 V 2 0m s 滚筒直径 D 500mm 滚筒长度 L 500mm 二 电动机的选择二 电动机的选择 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 96 0 982 0 97 0 99 0 96 0 85 2 电机所需的工作功率 P工作 FV 1000 总 1000 2 1000 0 8412 2 4KW 3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 n筒 60 1000V D 60 1000 2 0 50 76 43r min 按设计手册设计手册 P56 表表 5 3 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 I a 3 6 取 V 带传动比 I 1 2 4 则总传动比理时范围为 I a 6 24 故电动机转速的可选范围为 n d I a n筒 6 24 76 43 459 1834r 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 如设计手册设计手册 P53 54 综合考虑电动机和传动装置尺寸 重量 价 F 1000N V 2 0m s D 500mm L 500mm n滚筒 76 4r min 总 0 8412 P工作 2 4KW 110 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 查设计手设计手 册册 P203 表表 15 2 选定选定电动机型号为 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 三 计算总传动比及分配各级的传动比三 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 76 4 12 57 2 分配各级伟动比 1 据设计手册设计手册 P56 表表 5 3 取齿轮 i齿轮 6 单级减速器 i 3 6 合理 2 i总 i齿轮 I 带 i带 i总 i齿轮 12 57 6 2 095 四 运动参数及动力参数计算四 运动参数及动力参数计算 1 计算各轴转速 r min nI n 电机 960r min nII nI i带 960 2 095 458 2 r min nIII nII i齿轮 458 2 6 76 4 r min 2 计算各轴的功率 KW PI P工作 2 4KW PII PI 带 2 4 0 96 2 304KW PIII PII 轴承 齿轮 2 304 0 98 0 96 2 168KW 3 计算各轴扭矩 N mm TI 9 55 106PI nI 9 55 106 2 4 960 23875N mm TII 9 55 106PII nII 9 55 106 2 304 458 2 48020 9N mm TIII 9 55 106PIII nIII 9 55 106 2 168 76 4 271000N mm 五 传动零件的设计计算五 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 由课本课本 P226 227 表表 9 5 9 6 9 7 kA 1 2 PC KAP 1 2 3 3 6KW 由课本课本 P226 表表 9 5 选用 A 型 V 带 2 确定带轮基准直径 并验算带速 由课本课本 P229 表表 9 9 推荐的小带轮基准直径为 75 100mm 则取 dd1 100mm dmin 75 dd2 n1 n2 dd1 960 458 2 100 209 5mm 由课本课本 P229 表表 9 9 取 dd2 200mm 实际从动轮转速 n2 n1dd1 dd2 960 100 200 480r min 转速误差为 n2 n2 n2 458 2 480 458 2 0 0481200 适用 5 确定带的根数 根据课本课本 P226 表表 9 15 P1 0 95KW 根据课本课本 P226 表表 9 15 P1 0 11KW 根据课本课本 P226 表表 9 6 K 0 96 根据课本课本 P227 表表 9 7 KL 0 96 根据课本本 P230 公式公式 9 15 得 Z PC P PC P1 P1 K KL 3 9 0 95 0 11 0 96 0 96 3 99 6 计算轴上压力 由课本课本 P249 表表 9 1 得 q 0 1kg m 由课本课本 P230 公式公式 9 16 单根 V 带的初拉力 F0 500PC ZV 2 5 K 1 qV2 500 3 9 4 5 03 2 5 0 96 1 0 1 5 032 N 158 01N 则作用在轴承的压力 FQ 由课本课本 P230 7 FQ 2ZF0sin 1 2 2 4 158 01sin167 6 2 1256 7N 2 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在 所以齿轮采用软齿面 查课本课本 P172 表表 8 4 小齿 轮选用 40Cr 调质 齿面硬度为 240 260HBS 大齿轮选用 45 钢 调质 齿面 硬度 220HBS 根据课本课本 P181 表表 8 10 选 7 级精度 齿面精糙度 Ra 1 6 3 2 m 2 按齿面接触疲劳强度设计课本课本 P175 公式公式 8 17 由 d1 76 43 kT1 u 1 du H 2 1 3 由课本课本 P166 公式公式 8 7 确定有关参数如下 传动比 i齿 6 取小齿轮齿数 Z1 20 则大齿轮齿数 Z2 iZ1 6 20 120 实际传动比 I0 120 2 60 传动比误差 i i0 I 6 6 6 0 2 5 可用 齿数比 u i0 6 由课本取 d 0 9 3 转矩 T1 T1 9 55 106 P n1 9 55 106 2 4 458 2 50021 8N mm 取 a0 500 Ld 1400mm a0 462mm Z 4 根 F0 158 01N FQ 1256 7N i齿 6 Z1 20 Z2 120 u 6 T1 50021 8N mm 110 4 载荷系数 k 由课本课本 P174 表表 8 5 取 k 1 5 许用接触应力 H H HlimZNT SH 由课本课本 P178 公式公式 8 25 查得 HlimZ1 570Mpa HlimZ2 350Mpa 由课本课本 P183 公式公式 8 24 计算应力循环次数 NL NL1 60n1rth 60 458 2 1 16 365 8 1 28 109 NL2 NL1 i 1 28 109 6 2 14 108 由课本课本 P178 图图 8 22 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 0 H 1 Hlim1ZNT1 SH 570 0 92 1 0Mpa 524 4Mpa H 2 Hlim2ZNT2 SH 350 0 98 1 0Mpa 343Mpa 故得 d1 76 43 kT1 u 1 du H 2 1 3 76 43 1 50021 8 6 1 0 9 6 3432 1 3mm 48 97mm 模数 m d1 Z1 48 97 20 2 45mm 根据课本课本 P164 表表 8 1 取标准模数 m 2 5mm 6 校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本课本 P175 公式公式 8 20 F 2kT1 bm2Z1 YFaYSa H 确定有关参数和系数 齿宽系数课本课本 P175 第一行 P181 表表 8 8 分度圆直径 d1 mZ1 2 5 20mm 50mm d2 mZ2 2 5 120mm 300mm 齿宽 b dd1 0 9 50mm 45mm 取 b 45mm b1 50mm 7 齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1 20 Z2 120 由课本课本 P176 表表 8 7 得 YFa1 2 80 YSa1 1 55 YFa2 2 14 YSa2 1 83 8 许用弯曲应力 F 根据课本课本 P178 公式公式 8 25 F Flim YSTYNT SF 由课本课本 P179 1 图图 8 23 得 Flim1 290Mpa Flim2 210Mpa 由课本课本 P179 图图 8 24 YNT1 0 88 YNT2 0 9 试验齿轮的应力修正系数 课本 课本 P178 最后一段 最后一段 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课本课本 P178 公式公式 8 25 F 1 Flim1 YSTYNT1 SF 290 2 0 88 1 25Mpa 408 32Mpa F 2 Flim2 YSTYNT2 SF 210 2 0 9 1 25Mpa 302 4Mpa 将求得的各参数代入课本课本 P175 公式公式 8 20 F1 2kT1 bm2Z1 YFa1YSa1 2 1 50021 8 45 2 52 20 2 80 1 55Mpa 77 2Mpa F 1 F2 2kT1 bm2Z2 YFa1YSa1 HlimZ1 570Mpa HlimZ2 350Mpa NL1 1 28 109 NL2 2 14 108 ZNT1 0 92 ZNT2 0 98 H 1 524 4Mpa H 2 343Mpa d1 48 97mm m 2 5mm d1 50mm d2 300mm b 45mm b1 50mm YFa1 2 80 YSa1 1 55 YFa2 2 14 YSa2 1 83 Flim1 290Mpa Flim2 210Mpa YNT1 0 88 YNT2 0 9 YST 2 SF 1 25 F1 77 2Mpa F2 11 6Mpa a 175mm 110 2 1 50021 8 45 2 52 120 2 14 1 83Mpa 11 6Mpa F 2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 9 计算齿轮传动的中心矩 a a m 2 Z1 Z2 2 5 2 20 120 175mm 10 计算齿轮的圆周速度 V V d1n1 60 1000 3 14 50 458 2 60 1000 1 2m s 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 输入轴的设计计算输入轴的设计计算 1 按扭矩初算轴径 查课本课本 P272 表表 11 6 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 查课本课本 P278 表表 11 8 取 c 115 根据课本课本 P278 公式公式 11 4 d 115 2 304 458 2 1 3mm 19 7mm 考虑有键槽 将直径增大 5 则 d 19 7 1 5 mm 20 69 选 d 22mm 2 轴的结构设计 1 轴上零件的定位 固定和装配 课本 课本 P273 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 工段 d1 22mm 长度取 L1 50mm h 2c c 1 5mm II 段 d2 d1 2h 22 2 2 1 5 28mm d2 28mm 初选用 7206c 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 有一定矩离而定 为此 取该段长为 55mm 安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm 故 II 段长 L2 2 20 16 55 93mm III 段直径 d3 35mm L3 L1 L 50 2 48mm 段直径 d4 45mm 由设计手册表设计手册表 13 1 h 2c 2 1 5 3mm d4 d3 2h 35 2 3 41mm 课本 课本 280 3 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 3 2 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 V 1 2m s d 22mm d1 22mm L1 50mm d2 28mm L2 93mm d3 35mm L3 48mm d4 41mm L4 20mm d5 30mm L 100mm Ft 1000 436N Fr 364 1N 110 求分度圆直径 已知 d1 50mm 求转矩 已知 T2 50021 8N mm 求圆周力 Ft 课本课本 P39 例例 2 11 Ft 2T2 d2 50021 8 50 1000 436N 求径向力 Fr 根据课本 课本课本 P39 例例 2 11 式得 Fr Ft tan 1000 436 tan200 364 1N 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 2 182 05N FAZ 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 05 50 9 1N m 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 2 50 25N m FAY 182 05N FBY 182 05N FAZ 500 2N MC1 9 1N m MC2 25N m MC 26 6N m T 48N m 110 4 绘制合弯矩图 如图 d MC MC12 MC22 1 2 9 12 252 1 2 26 6N m 5 绘制扭矩图 如图 e 转矩 T 9 55 P2 n2 106 48N m 6 绘制当量弯矩图 如图 f 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化 取 1 截面 C 处的当量弯矩 Mec MC2 T 2 1 2 26 62 1 48 2 1 2 54 88N m 7 校核危险截面 C 的强度课本课本 P74 公式公式 3 39 e Mec 0 1d33 99 6 0 1 413 14 5MPa 1 b 60MPa 该轴强度足够 输出轴的设计计算输出轴的设计计算 见输入轴计算 1 按扭矩初算轴径 选用 45 调质钢 硬度 217 255HBS 根据取 c 115 d c P3 n3 1 3 115 2 168 76 4 1 3 35 08mm 取 d 35mm 2 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 300mm 求转矩 已知 T3 271N m 求圆周力 Ft Ft 2T3 d2 2 271 103 300 1806 7N 求径向力 Fr Ft tan 1806 7 0 36379 657 2N 两轴承对称 LA LB 49mm 1 求支反力 FAX FBY FAZ FBZ FAX FBY Fr 2 657 2 2 328 6N FAZ FBZ Ft 2 1806 7 2 903 35N 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 2 328 6 49 16 1N m 3 截面 C 在水平面弯矩为 MC2 FAZL 2 903 35 49 44 26N m 4 计算合成弯矩 MC MC12 MC22 1 2 16 12 44 262 1 2 47 1N m 5 计算当量弯矩 Mec 99 6N m e 14 5MPa 1 b d 35mm FAX FBY 328 6N FAZ FBZ 903 35N MC1 16 1N m MC2 44 26N m MC 47 1N m Mec 275 06N m e 1 36Mpa 1 b 110 Mec MC2 T 2 1 2 47 12 1 271 2 1 2 275 06N m 6 校核危险截面 C 的强度 e Mec 0 1d 275 06 0 1 453 1 36Mpa 1 b 60Mpa 此轴强度足够 七 七 轴承选择轴承选择及校核计算 见设计手册及校核计算 见设计手册P183第第14章常用滚动轴承 章常用滚动轴承 根据根据条件 轴承预计寿命 16 365 8 48720 小时 1 计算输入轴承 1 已知 n 458 2r min 两轴承径向反力 FR1 FR2 500 2N 初先两轴承为角接触球轴承 7206AC 型 得轴承内部轴向力 FS 0 63FR 则 FS1 FS2 0 63FR1 315 1N 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 315 1N FA2 FS2 315 1N 3 求系数 x y FA1 FR1 315 1N 500 2N 0 63 FA2 FR2 315 1N 500 2N 0 63 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR248720h 预期寿命足够 2 计算输出轴承 1 已知 n 76 4r min Fa 0 FR FAZ 903 35N 试选 7207AC 型角接触球轴承 得 FS 0 063FR 则 FS1 FS2 0 63FR 0 63 903 35 569 1N 2 计算轴向载荷 FA1 FA2 FS1 Fa FS2 Fa 0 轴承预计寿命 48720h FS1 FS2 315 1N x1 1 y1 0 x2 1 y2 0 P1 750 3N P2 750 3N LH