机械设计课程设计 一级圆柱齿轮减速器

PAGEPAGE18机械设计课程设计说明书题目：减速器设计指导老师：孙文磊学生姓名：所属院系：专业：班级：完成日期：新疆大学机械工程学院201目录一、设计题目2二、课程设计的目的（综合训练）2三、设计计算说明书33.1电动机选择33.2总传动比及分配各级的传动比的计算43.3运动参数及动力参数计算43.4传动零件的设计计算53.5轴的设计计算93.6滚动轴承的选择及校核计算133.7键联接的选择及校核计算153.8减速器附件的选择16滑与密封16设计心得17一级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书一、设计题目设计用于带式运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器传动简图如下：原始数据数据编号运输带工作拉力F/N运输带工作速度V/(m/S)卷筒直径D/mm211501.6260工作条件:连续单向运转,载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。二、课程设计的目的（综合训练）1.巩固、加深和扩大在本课程和先修课程学到的知识2.培养机械设计一般方法3.进行机械设计基本技能的训练三、设计计算说明书3.1电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机Y系列三相异步电动机适用于电压为380V、无特殊要求的机械上，如机床、泵、风机、搅拌机、农业机械等。所以选用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：查课程设计书表2-5知η带=0.96，η轴承=0.99，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.993×0.97×0.99×0.96=0.8587(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000η总）=1150×1.6/（1000×0.8587）=2.1428KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/（πD）=60×1000×1.6/（π×260）=117.53r/min由表6-164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=3~5。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×120.25=721.5~2405.01r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。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.3.2总传动比及分配各级的传动比的计算1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/117.53=8.1682、分配各级传动比取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~6合理）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=8.168/3=2.7223.3运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n电机=960r/minnI=n0/i带=960/2.722=352.68(r/min)nII=nI/i齿轮=117.56(r/min)nIII=nII=117.56(r/min)计算各轴的功率（KW）P0=P工作=2.1428KWP=1\*ROMANI=P0η带=2.1428×0.96=2.057KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η齿×η承=1.916KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η承×η联=1.96×0.98×0.99=1.9015KW3计算各轴扭矩（kN·mm）To=9550×P0/n0=9550×2.1428×1000/960=21.316kN·mT=1\*ROMANI=9550×P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9550×2.057×1000/352.68=55.7kN·mT=2\*ROMANII=9550×P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANII=9550×1.96×1000/117.56=159.22kN·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×1.9015×1000/117.56=154.468kN·m3.4传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算（1）选择普通V选带截型由课本表13-8得：kA=1PC=KAP=1×2.1428=2.1428KW由课本P219图13-15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13-15得，推荐的小带轮基准直径为80~100则取dd1=100mm>dmin=80dd2=n1/n2·dd1=960/352.68×100=272.201由课本表13-15得，取dd2=2实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/2=355.56r/min转速误差为：（n2-n2’）/n2=（352.68-355.56）/=0.008<0.05(允许)带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s在5~25m/s（3）确定带长和中心矩7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)7(100+270)≤a0≤2×(100+270)所以有：259mm≤a0≤L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a=2×500+1.57(100+270)+(270-100)2/4×500=1595.35根据课本表（13-2）取Ld=1600根据课本P220式（13-16）得：a≈a0+Ld-L0/2=500+（1600-1595.35）/2=502.325(4)验算小带轮包角α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（270-100）/×502.325×57.30=1800-19.390=160.610>1200（适用）（5）确定带的根数根据n1=960r/min,d1=100,由表13-3,得P1=0.95KW△P1=0.08KWKα=0.96KL=0.99Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=2.305/【(0.97+0.08)×0.96×0.99】=2.38(6)计算轴上压力表（13-1）查得q=0.1kg/mF0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2=[500×2.305/（3×5.03）]×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032N=125.05N则作用在轴承的压力FQ，FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×125.05sin（160.610/2）=739.58N2、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。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；根据课本表11-1选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由课本查表（11-1）得：σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa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[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×166708.23×(3+1)/0.9×3×3432]1/3=97模数：m=d1/Z1=97.8/20=4取标准模数：m=5mm3.5轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据设计例题，查课本表14-2，取c=115d≥115(2.1428/352.l68)1/3mm=考虑有键槽，将直径增大5%，则d=20.99×(1+5%)mm=22.03mm∴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Ⅰ段：d1=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mm=2\*ROMANII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=2\*ROMANII段长：L2=（2+20+16+55）=93mm=3\*ROMANIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=41mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=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Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ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①求分度圆直径：已知d1=100mm②求转矩：已知T2=58554.28N·mm③求圆周力：FtFt=2T2/d2=58554.28/50=1171.09N④求径向力FrFr=Ft·tanα=1171.09×tan200=426.24N⑤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=213.12NFAZ=FBZ=Ft/2=585.55N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=213.12×50=10.656N·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=585.55×50=29.2775N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(10.6562+29.2782)1/2=31.156N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=58.55N·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α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[31.1562+(1×58.55)2]1/2=66.32N·m(7)校核危险截面C的强度σe=Mec/（0.1d33）=66.32/（0.1×413）=9.62MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够3.6滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=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型轴承内部轴向FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N(3)求系数x、y/FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本表得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算∵P1=P2故取P=750.3N∵角接触球轴承ε=3查表得得7206AC型的Cr=23000NLH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h∴预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知nⅢ=76.4r/minFa=0FR=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=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查表得：e=0.68∵FA1/FR1<e∴x1=1y1=0∵FA2/FR2<e∴x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LH∵P1=P2故P=1355ε=37207AC型轴承Cr=30500N根据课本表得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P)ε=16670/76.4×(1×30500/1355)3=2488378.6h>48720h∴此轴承合格3.7键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查表得，选用C型平键，得：键A8×7GB1096-7