单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书00

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 2 二 电动机的选择二 电动机的选择 2 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 4 四 运动参数及动力参数计算四 运动参数及动力参数计算 5 五 传动零件的设计计算五 传动零件的设计计算 6 六 轴的设计计算六 轴的设计计算 12 七 滚动轴承的选择及校核计算七 滚动轴承的选择及校核计算 19 八 键联接的选择及计算八 键联接的选择及计算 22 设计题目 设计题目 设计者 设计者 学学 号 号 指导教师 指导教师 年年 月月 四日四日 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第三组 设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传 动动 1 工作条件 使用年限 5 年 工作为二班 工作制 载荷轻微冲击 环境清洁 2 原始数据 滚筒圆周力 F 1500N 带速 V 1 7m s 允许运输带速度误差为 5 滚筒直径 D 280mm 二 电动机选择二 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 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 1500 1 7 1000 0 85 F 1500N V 1 7m s D 280mm n滚筒 116r min 总 0 85 P工作 3 0KW 3 0KW 3 确定电动机转速 计算滚筒工作转速 n筒 60 1000V D 60 1000 1 7 280 116r min 按手册 P7 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 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 24 116 696 2784r 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 如指导书 P15 页第一表 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 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 Y100L2 4 其主要性能 额定功率 3KW 满载转速 1430r min 额定转矩 2 2 质量 38kg 三 计算总传动比及分配各级的伟动比三 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 1430 116 12 33 2 分配各级伟动比 1 据指导书 P7 表 1 取齿轮 i齿轮 6 单级 减速器 i 3 6 合理 电动机型号 Y100L2 4 i总 12 33 据手册得 i齿轮 6 i带 2 055 2 i总 i齿轮 I 带 i带 i总 i齿轮 12 33 6 2 055 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 1430r min nII nI i带 1430 2 055 695 86 r min nIII nII i齿轮 695 86 6 115 98 r min 2 计算各轴的功率 KW PI P工作 3 0KW PII PI 带 3 0 96 2 88KW PIII PII 轴承 齿轮 2 88 0 98 0 96 2 8224KW 3 计算各轴扭矩 N mm TI 9 55 106PI nI 9 55 106 3 0 1430 20035N mm TII 9 55 106PII nII 9 55 106 2 88 695 86 39525N mm TIII 9 5 106PIII nIII 9 55 106 2 8224 115 nI 1430r min nII 695 86r min nIII 115 98r min PI 3 0KW PII 2 88KW PIII 2 8224KW TI 20035N mm TII 39525N mm TIII 232204N mm 98 232204N 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 P83 表 5 9 得 kA 1 2 PC KAP 1 2 3 3 6KW 由课本 P82 图 5 10 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 5 10 得 推荐的小带轮基准直径 为 75 100mm 则取 dd1 100mm dmin 75 dd2 n1 n2 dd1 1430 695 86 100 205 5mm 由课本 P74 表 5 4 取 dd2 200mm 实际从动轮转速 n2 n1dd1 dd2 1430 100 200 715r min 转速误差为 n2 n2 n2 695 86 715 695 86 0 0271200 适用 5 确定带的根数 Ld 1400mm a 462mm 根据课本 P214 表 13 3 P1 1 32KW 根据课本 P217 表 13 7 P1 0 17KW 根据课本 P217 表 13 7 K 0 96 根据课本 P212 表 13 2 KL 0 96 由课本 P83 式 5 12 得 Z PC P PC P1 P1 K KL 3 6 1 32 0 17 0 96 0 96 2 62 6 计算轴上压力 由课本 P70 表 5 1 查得 q 0 1kg m 由式 5 18 单根 V 带的初拉力 F0 500PC ZV 2 5 K 1 qV2 500 3 6 3 7 48 2 5 0 96 1 0 1 7 482 N 134 27N 则作用在轴承的压力 FQ 由课本 P87 式 5 19 FQ 2ZF0sin 1 2 2 3 134 27sin162 98 2 800 59N 2 齿轮传动的设计计算 1 选择齿轮材料及精度等级 Z 3 根 F0 134 27N FQ 800 59N 考虑减速器传递功率不在 所以齿轮采用软 齿面 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 P139 表 6 12 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 由 d1 76 43 kT1 u 1 du H 2 1 3 由式 6 15 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 20 6 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 P138 表 6 10 取 d 0 9 3 转矩 T1 T1 9 55 106 P n1 9 55 106 3 695 86 41172N mm 4 载荷系数 k 由课本 P169 表 11 3 取 k 1 5 许用接触应力 H H HlimZNT SH 由课本 P134 图 11 1 查得 i齿 6 Z1 20 Z2 120 u 6 T1 41172N mm HlimZ1 700Mpa HlimZ2 580Mpa NL1 1 22 109 NL2 2 03 108 ZNT1 0 92 ZNT2 0 98 HlimZ1 700Mpa HlimZ2 580Mpa 由课本 P133 式 6 52 计算应力循环次数 NL NL1 60n1rth 60 695 86 1 16 365 5 1 22 109 NL2 NL1 i 1 22 109 6 2 03 108 由课本 P135 图 6 34 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 Hlim1 SH 700 0 92 1 0Mpa 644Mpa H 2 Hlim2 SH 580 0 98 1 0Mpa 568 4Mpa 故得 d1 76 43 kT1 u 1 du H 2 1 3 76 43 1 41172 6 1 0 9 6 5682 1 3mm 41 96mm 模数 m d1 Z1 41 96 20 2 09mm 根据课本 P107 表 6 1 取标准模数 m 2 25mm 6 校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 P132 6 48 式 H 1 644Mpa H 2 568 4Mpa d1 41 96mm m 2 25mm d1 45mm d2 270mm F 2kT1 bm2Z1 YFaYSa H 确定有关参数和系数 分度圆直径 d1 mZ1 2 25 20mm 45mm d2 mZ2 2 25 120mm 270mm 齿宽 b dd1 0 9 45mm 40 5mm 取 b 40 5mm b1 42mm 7 齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1 20 Z2 120 由表 11 8 相得 YFa1 2 80 YSa1 1 55 YFa2 2 14 YSa2 1 83 8 许用弯曲应力 F 根据课本 P136 6 53 式 F Flim YSTYNT SF 由课本图 6 35C 查得 Flim1 590Mpa Flim2 450Mpa 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 F 1 Flim1 YSTYNT1 SF 590 2 0 88 1 25Mpa 830 72Mpa F 2 Flim2 YSTYNT2 SF 450 2 0 9 1 25Mpa b 40 5mm b1 42mm YFa1 2 80 YSa1 1 55 YFa2 2 14 YSa2 1 83 Flim1 590Mpa Flim2 450Mpa YNT1 0 88 YNT2 0 9 YST 2 SF 1 25 F1 120 08Mpa F2 18 69Mpa 648Mpa 将求得的各参数代入式 6 49 F1 2kT1 bm2Z1 YFa1YSa1 2 1 41172 36 22 20 2 80 1 55Mpa 120 08Mpa F 1 F2 2kT1 bm2Z2 YFa1YSa1 2 1 41172 36 22 120 2 14 1 83Mpa 18 698Mpa 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 25 2 20 120 157 5mm 10 计算齿轮的圆周速度 V V d1n1 60 1000 3 14 45 695 86 60 1000 1 64m 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 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 根据课本 P235 10 2 式 并查表 10 2 取 c 115 d 115 2 88 695 86 1 3mm 18 46mm a 157 5mm V 1 64m s d 20mm 考虑有键槽 将直径增大 5 则 d 18 46 1 5 mm 19 39 选 d 20mm 2 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 工段 d1 20mm 长度取 L1 50mm h 2c c 1 5mm II 段 d2 d1 2h 20 2 2 1 5 26mm d2 26mm 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 d1 20mm L1 50mm d2 26mm L2 93mm d3 35mm L3 48mm 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 由手册得 c 1 5 h 2c 2 1 5 3mm d4 d3 2h 35 2 3 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 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 求分度圆直径 已知 d1 45mm 求转矩 已知 T2 41172N mm 求圆周力 Ft 根据课本 P127 6 34 式得 Ft 2T2 d2 2 41172 40 1829 87N d4 41mm L4 20mm d5 30mm L 100mm Ft 1829 87N Fr 666N 求径向力 Fr 根据课本 P127 6 35 式得 Fr Ft tan 1829 87 tan200 666N 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 333N FAZ FBZ Ft 2 914 94N 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 2 333 50 16 65N m 3 绘制水平面弯矩图 如图 c FAY 333N FAZ 914 94N MC1 16 65N m MC2 45 75N m 截面 C 在水平面上弯矩为 MC2 FAZL 2 914 94 50 45 75N m 4 绘制合弯矩图 如图 d MC MC12 MC22 1 2 16 652 45 752 1 2 48 68N m 5 绘制扭矩图 如图 e 转矩 T 9 55 P2 n2 106 39 525N 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 MC 48 68N m T 39 525N m Mec 62 68N m e 14 6MPa 1 b d 35mm Mec MC2 T 2 1 2 48 682 1 33 2 1 2 62 68N m 7 校核危险截面 C 的强度 由式 6 3 e Mec 0 1d33 62 68 0 1 353 14 6MPa 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 1 按扭矩初算轴径 选用 45 调质钢 硬度 217 255HBS 根据课本 P235 页式 10 2 表 10 2 取 c 115 d c P3 n3 1 3 115 2 8224 115 98 1 3 33 3mm 取 d 35mm 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 Ft 1720N 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 7206c 型角接球轴承 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 270mm 求转矩 已知 T3 232 204N m 求圆周力 Ft 根据课本 P127 6 34 式得 Ft 2T3 d2 2 232 204 103 270 1720N 求径向力 Fr 根据课本 P127 6 35 式得 Fr Ft tan 1720 0 36379 625 7N 两轴承对称 LA LB 49mm 1 求支反力 FAX FBY FAZ FBZ FAX FBY Fr 2 625 7 2 312 8N FAZ FBZ Ft 2 1720 2 860N FAX FBY 312 8N FAZ FBZ 860N MC1 15 327N m MC2 42 14N m MC 44 84N m Mec 236 12N m 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 2 312 8 49 15 327N m 3 截面 C 在水平面弯矩为 MC2 FAZL 2 860 49 42 14N m 4 计算合成弯矩 MC MC12 MC22 1 2 15 3272 42 142 1 2 44 84N m 5 计算当量弯矩 根据课本 P235 得 1 Mec MC2 T 2 1 2 44 842 1 232 204 2 1 2 236 12N m 6 校核危险截面 C 的强度 由式 10 3 e Mec 0 1d 236 12 0 1 413 34 26Mpa 1 b 60Mpa 此轴强度足够 七 滚动轴承的选择及校核计算七 滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件 轴承预计寿命 16 365 5 29200 小时 e 34 26Mpa 1 b 轴承预计寿命 29200h FS1 FS2 576N x1 1 y1 0 1 计算输入轴承 1 已知 n 695 86r min 两轴承径向反力 FR1 FR2 914 94N 初先两轴承为角接触球轴承 7206C 型 根据课本 P265 11 12 得轴承内部轴向力 FS 0 63FR 则 FS1 FS2 0 63FR1 576 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 576 FA2 FS2 576 3 求系数 x y FA1 FR1 576N 914 94N 0 63 FA2 FR2 576N 914 94N 0 63 根据课本 P263 表 11 8 得 e 0 68 FA1 FR1 e x1 1 FA2 FR2292000h 预期寿命足够 2 计算输出轴承 1 已知 n 115 98r min Fa 0 FR FAZ 860N 试选 7207C 型角接触球轴