单斜齿减速器说明书课程方案

1、22.23.23F=2000NV=1.8m/sD=320mmL=500mm n滚 筒=76.4r/mi n n 总=0.8412P工 作=2.4KW 电动机型号Y132 M-4 i 总=12.57 据手册得 i齿轮=6i 带=2.095ni=1440r/mi n nn=642.86r/ min机械设计课程设计说明书一、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18八、键联接的选择及计算 九、设计小结 十、参考资料目录计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三

2、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，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。(2) 原始数据：输送带拉力 F=2000N ;带 速 V=1.8m/s;滚筒直径 D=320mm ;滚筒长度 L=500mm。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：电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n 总=2000x 1.8/1000X 0.94nm=53.57r/ min Pi=5.23KW Pii=5.02KW Piii =4.87K W To=36.48N mm Ti=34.69N mm TH=74.575N mm Tiii=8

3、68.18 N mm dd2=209.5m m取标准值 dd2=200mm n2 =480r/mi n V=5.03m/s 210mm a0 w 600mm 取 a=500 Ld=1400mm ao=462mm Z=4根 Fo=158.01N Fq =1256.7N i齿=6 乙=20 Z2=120 u=6T1=50021.8N m maHlimZ1 =570MpaaHlimZ2=350MpaNi1=1.28 x=3.83KW3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速：n 筒=60 X 1000V/ n D=60 X 1000 X 1.8/n X 320 =107.05r/mi n按手册P7表1推

4、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 ；=36。取V带传动比|工24，则总传动比理时范围为 I a=620。故电动机转速的可选范围为n=l Xn 筒=6 20 )X 107.05=642.32141r/mi n 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=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，选

5、定电动机型号为Y132M-4。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速1440r/min。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=1440/107.05=13.452、分配各级传动比(1) 据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6nIII =nn/i 齿轮=321.43/6=53.57(r/min2、计算各轴的功率KW)Pi=P 工作=Pmn c=5.5X 0.95=5.23KWPii=P|X n rx n g=5.23x0.96=5.02KWRii =Pii x n 轴承 x n 齿轮=5.02 X 0.98X 0.96 =4.87KW3计算各轴扭矩dmin=75

6、dd2=n/n2 dd1 =960/458.2x 100=209.5mm 由课本 P74表 5-4，取 dd2=200mm 实际从动轮转速 n? =!idd1/dd2=960x 100/200 =480r/mi n转速误差为：n2-n2 2=458.2-480/458.2 =-0.048 带速 V : V= n dd1 m/60x 1000=n x 100x960/60x 1000=5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。(3) 确定带长和中心矩109NL2=2.14 x 108Znt1=0.92 Znt2=0.98 cH1=524.4Mpa c H2=343Mpa d1=48.97m

7、m m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mmY Fa1=2.80Y Sa1 = 1.55Y Fa2=2.14Y Sa2=1.83cFiim1=290MpacFlim2=210MpaY nt1 =0.88Y nt2=0.9Y st=2 Sf=1.25cF1=77.2MpacF2=11.6Mpa a =175mmY =1.2m/s d=22mm d1=22mm l_1=50mm d2=28mm _2=93mm d3=35mm3=48mm d4=41mmL4=20mm d5=30mm L=100mmFt =1000.436NFr =364.1NFay =182.

8、05NFby =182.05NFaz=500.2N Mc1=9.1N mM C2=25N mMc=26.6N m T=48N m Mec=99.6N m(Te=14.5MPa彷-1】bd=35mmFt =1806.7NFax=Fby=328.6NFaz=Fbz=903.35NMc1=16.1N mM C2=44.26N mMc=47.1N mMec=275.06N m(Te=1.36Mpa 彷-1】b根据课本 P84式 w aw 2(ddi+dd20. 7(100+200w ao 所以有：210mmw 600mm 由课本P84式+(d d2-ddi/4ao=2 x 500+1.57(100+2

9、00+(200-100 2/4 x 500 =1476mm根据课本P71表5-2 )取Ld=1400mm 根据课本P84式验算小带轮包角a 1=180-dd2- dd1/ax 57.30=1800-200-100/462 x 57.30=180-12.40=167.6120 适用) K a Kl=3.9/(0.95+0.11 x 0.96x 0.96=3.99(6计算轴上压力由课本表 查得q=0.1kg/m，单根V带的初拉 力：F0=500Pc/ZV+0.1 x 5.032N=158.01N则作用在轴承的压力Fq ,Fq=2ZFqSin a 1/2=2 x4x 2、齿轮传动的设计计算按齿面接触

10、疲劳强度设计由 d1 76.43(k(u+1/ du彷 H21/3 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=6x 20=120 实际传动比1。=120/2=60 传动比误差：i-i。/1=6-6/6=0%转矩T1=9.55 x 106x P/n1=9.55x 106x 2.4/458.2 =50021.8N mm(4载荷系数k取k=1(5许用接触应力(T hT h= T HlimZNT/SH 由课本查得：T HlimZ1 =570Mpa T HlimZ2 =350Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数 NlNl1 =60n1

11、rth=60 x 458.2x 1 x (16x365x 8=1.28x 109Nl2=Nl/=1.28 x 109/6=2.14x 108 由课本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=1.0T H】1= T Hlim1 ZntSh=570 x 0.92/1.0Mpa=524.4MpaT H】2= T Hlim2 Znt2/Sh=350 x 0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：76.43(kTdu+1/ du t h21/37_T73=76.431 x 50021.8X (6+1/0.9 x 6x 3

12、432 mm =48.97mm模数：m=di/Zi=48.97/20=2.45mm根据课本表 取标准模数：m=2.5mm(6校核齿根弯曲疲劳强度(T F=(2kTi/bm2ZiYFaYsaW 彷 h确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5 x 20mm=50mmd2=mZ 2=2.5 x 120mm=300mm齿宽：b= dd1=0.9x 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由表6-9相得Y Fa1=2.80Y Sa1=1.55YFa2=2.14Y Sa2=1.83(8许用弯曲应力(T fT f= T

13、 Flim YstY Nt/Sf由设计手册查得：t Fiim1=290Mpa t Flim2 =210MpaY nt1=0.88 Yn t2=0.9实验齿轮的应力修正系数Y st=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t f 1= t Flim1 丫stYnt1 /Sf=290 x 2x 0.88/1.25Mpa=408.32Mpat f2= t Fiim2 YstYnt2/Sf =210 x 2 x 0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式Y FalYSal=(2 x 1 x 50021.8/45x 2.52 x 20 x 2.80x 1.55Mp

14、a=77.2MpaY FaSa1=(2 x 1x 50021.8/45 x 2.52x 120x 2.14x 1.83Mpa=11.6Mpa计算齿轮传动的中心矩 aa=m/2 (Z1 +Z2=2.5/2(20+120=175mm(10 计算齿轮的圆周速度 VV= n din 1/6OX 1000=3.14x 50x458.2/60x 1000=1.2m/s六、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217255HBS根据设计手册例题，并查表 10-2,取c=115d 115 (2.304/458.21/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大 5%,则d=19.7

15、 x (1+5%mm=20.69选 d=22mm2、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=22mm 长度取L1=50mmt h=2c c=1.5mmII 段:d2=d+2h=22+2 x 2x 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，通过密圭寸

16、盖轴段长应根据密圭寸盖的宽度，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) =93mmIII 段直径 d3=35mmL3=L 1-L=50-2=48mmW段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2 x 1.5=3mmd4=d3+2h=35+2 x3=4imm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，应按标准杳取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：30+3 x 2） =36mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为36mmV段直径 d5

17、=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 di=50mm 求转矩：已知T2=50021.8N mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N 求径向力FrFr =Ft tana =1000.436xtan200=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=F/2=182.05NFaz=Fbz=F2=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=FA

18、yL/2=182.05 x 50=9.1N m（3绘制水平面弯矩图 女口图 c ）Mc2=FazL/2=500.2 x 50=25N m(4绘制合弯矩图 如图d)Mc=(M ci2+M c221/2=(9.12+2521/2=26.6N m(5绘制扭矩图 如图e)转矩：T=9.55 x P2/n2) x 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 a =1，截面C处的当量弯矩：Mec=M c2+( a T21/2=26.62+(1 x4821/2=54.88N m(7校核危险截面C的强度(T e=Mec/0.1d33=99.6/0.1 x 413=

19、14.5MPa (T -1b=60MPa 该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度 c(P3/ n31/3=115(2.168/76.41/3=35.08mm取 d=35mm2、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。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=271

20、N m 求圆周力Ft:Ft=2T3/d2=2x 271 x 103/300=1806.7N 求径向力FrFr=Ft tana =1806.7x0.36379=657.2N .两轴承对称二 LA=LB=49mm(1 求支反力 Fax、Fby、faz、FbzFax =FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFaz =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 x 49=16.1N m(3截面C在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=903.35 x 49=44.26N m(4计算合成弯矩Mc=M ci

21、2+Mc22) 1/2=计算当量弯矩：根据课本 P235得a =1Mec=M c2+( a T21/2=47.12+(1 x 27121/2=275.06N m(6校核危险截面C的强度由式10-3)3(T e=Mec/=1.36Mpa(T -1b=60Mpa二此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命16x 365x 8=48720 小时1、计算输入轴承 - Fs+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=0.63Fa2/Fr2

22、=315.1N/500.2N=0.63 根据课本表得e=0.68Fa1 /FR1e X1=1 FA2/FR2计算当量载荷P1、P2根据课本表取f p=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1 =1.5 x (1 x 500.2+0=750.3NP2=fp(X2FR1+y2FA2=1.5 x (1 x 500.2+0=750.3N (5轴承寿命计算T Pi=P2 故取 P=750.3NT角接触球轴承 =3根据手册得7206AC型的Cr=23000NLh=16670/n(ftCr/P =16670/458.2 x (1 x 23000/750.33=1047500h48720h二预期寿命足够2、计

23、算输出轴承(1 已知 n皿=76.4r/minFa=0 Fr=Faz=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本 得Fs=0.063Fr,则Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x 903.35=569.1N(2计算轴向载荷Fa1、Fa2t FS1+Fa=FS2Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：Fa1=Fa2=Fs1=569.1N(3求系数x、yFa1/Fr1=569.1/903.35=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根据课本表得：e=0.68t FAFR1e X1=1y1=0T FA2/FR2计算当量动载荷P1、P2根据表取

24、fP=1.5P1=fp(xFR1+y1FA1 =1.5 x (1 x 903.35=1355NP2=fP(X2FR2+y2FA2=1.5x (1x 903.35=1355N(5计算轴承寿命LhT P1=P2 故 P=1355 =3根据手册7207AC型轴承Cr=30500N根据课本表得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P =16670/76.4 x (1 x30500/13553=2488378.6h48720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径 di=22mm,Li=50mm查手册得，选用C型平键，得：键 A 8 x 7 GB1096-79 l=L -b=50-8=42mmT2=48N m h=7mm得(T p=4T2/dhl=4 x48000/22x 7x42=29.68Mpa2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=35mm L3=48mm T