单级圆柱直齿减速器说明书16.doc

机械设计基础课程设计 1、机械设计任务书（一份） 2、 机械设计说明书 （一份） 3、 设计图纸 （2张零件图，一张装配图）专 业： 班 级：学 号： 16姓 名： 设计日期： 2010年7月8日 目 录1、传动方案拟定2、电动机的选择3、计算总传动比及分配各级的传动比4、运动参数及动力参数计算5、传动零件的设计计算6、轴的设计计算7、滚动轴承的选择及校核计算8、键联接的选择及计算9. 减速器附件的选择10. 润滑与密封11、参考资料目录14计算过程及计算说明1. 传动方案拟定带式运输机的传动装置如图所示，由一级带传动、一级直齿园柱齿轮传动组成。1.1工作条件设计用于带式运输机的单级圆柱直齿减速器，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，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%。1.2原始数据数据编号B18；带工作拉力F=1250N；带速V=1.3m/s；滚筒直径D=240mm。2电动机的选择2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2.2电动机功率选择2.21传动装置的总功率由指导书P99表14-4查得：三角带传动效率带=0.95，轴承传动效率轴承=0.99，齿轮传动效率齿轮=0.97，联轴器效率联轴器=0.99，滚筒效率滚筒=0.96。则总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.950.9920.970.990.96=0.8582.22电机所需的工作功率P =FV/1000总=12501.3/10000.858=1.89KW2.23确定电动机转速滚筒工作转速：n筒=601000V/D=601.31000/（240）=103.45r/min按指导书P96表14-2，V带传动比i带=24，单级圆柱齿轮传动比i齿=36，则总传动比范围i=（23）（46）624电动机可选择的转速范围n=in筒=(624) 103.45=620.72482.8r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500 r/min。因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。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，由指导书P182表18-29选取常用转速为1500 r/min的Y系列电动机Y100L1-4比较适合。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速1420r/min。3计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i总=n电/n筒=1420/103.45=13.73（1） 分配各级传动比：取 i齿=5，i总=i齿轮i带i带=i总/ i齿轮=13.73/5=2.754运动参数及动力参数计算4.1各轴转速由指导书P102表14-5得n0= n电=1420 r/min输入轴：n1= n电/i带=1420/2.75=516.36 r/min输出轴：n2= n1/i齿=516.36/5=103.27r/min滚筒： n筒=n2=103.27r/min4.2各轴的功率由指导书P102表14-5得输入轴：P1=Pm联轴=2.20.99=2.178KW输出轴：P2= P1轴齿轮=2.1780.990.97=2.09KW滚筒：P筒= P2轴联轴器=2.090.990.99=2.05KW4.3各轴转矩由指导书P102表14-5得电动机：T0=9550Pm/nm=95502.2/1420=14.80Nm输入轴：T1=9550P1/n1=95502.178/516.36=40.28Nm输出轴：T2=9550P2/n2=95502.09/103.27=193.27Nm滚筒：T筒=9550P筒/n筒=95502.05/103.27=189.58Nm5传动零件的设计计算5.1皮带轮传动的设计计算5.11选择普通V选带截型查课本P58表5-8得工作情况系数kA=1.2带传动计算功率Pd=KAPm=1.22.2=2.64KW根据计算功率Pd和小带轮转速n查课本P59图5-12选择A型普通V带5.12确定带轮基准直径，并验算带速由课本P59图5-12确定的小带轮基准直径为dd1=80100mm，取dd1=100mmdmin=80 mmdd2=n1/n2dd1=（466.67/103.47）100=400mm查课本P60表5-9并圆整为标准值，取dd2=405.5mm传动比误差：i=（n1/n2- dd2/dd1）/ （n1/n2） 100%=（516.36/103.272-405.5/80）/ （516.36/103.272） 100%=-0.5%-0.1%120（适用）5.15确定带的根数根据截型、小带轮转速和基准直径，查课本P55表5-5得P1=1.07KW 根据截型、小带轮转速和传动比，查课本P57表5-6得P1=0.17KW根据小带轮包角，查课本P58表5-7得K=0.95根据带的基准长度，查课本P52表5-3得KL=0.96Z=Pd/P1=Pd/(P1+P1)KKL=2.64/(1.07+0.17) 0.950.96=2.33 取Z=35.16计算轴上压力查得课本P50表5-2得q=0.11kg/m单根V带的初拉力：F0=500（2.5-K）Pd/KZV +qV2=500(2.5-0.95)2.64/0.9535.95+0.115.952=124.55N则作用在轴承的压力FQ=2ZF0sin (1/2)=23124.55sin(142.1/2)=738.1N5.2齿轮传动的设计计算5.21选择齿轮材料及精度等级 齿轮用于带式运输机的减速器中，采用软齿面齿轮。查P90表6-4，小齿轮选45钢，调质处理，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢，调质处理，齿面硬度220HBS；初定齿轮精度等级为8级。5.22按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮的材料均为45钢，应用课本P95公式6-19，d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3进行设计。确定有关参数如下：1) 齿数比取小齿轮齿数Z1=25，则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1=525=125，实际传动比:i0=125/25=5传动比误差：(i-i0)/i=(5-5)/5=02.5%，可用。齿数比：u=i0=52) 齿宽系数d 查课本P100表6-8得d=13) 转矩T1 =40.28Nm4) 载荷系数k 查课本P95表6-5，k=1.25) 许用接触应力H= HlimZNT/SH 根据硬度值、齿轮材料和热处理方法查课本P98图6-23得：Hlim1=520MPa，Hlim2=490MPa 按一年365日，每天16h计算。计算应力循环次数N1=60njLh=60516.3611036516=1.809109N，N2= N1/i0=1.34109/4.6=3.6108 N查课本P98图6-24得接触疲劳的寿命系数ZN1=1.0， ZN2=1.1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=1.0H1 =Hlim1ZNT1/SH=5201.0/1.0=520MPaH2 =Hlim2ZNT2/SH=4901.1/1.0=539MPa将较小值代入得：d176.43(kTI(u+1)/duH2)1/3=76.431.540.281000(5+1)/(1552021/3=49.27mm5.23计算齿轮的主要尺寸d1 =mz149.27mmmd1/ z1=49.27/25=1.971查课本P83表6-1取m=25.24校核齿根弯曲疲劳强度F=(2kT1/bm2z1)YFYSH确定有关参数和系数：1) 分度圆直径d1=mz1=225mm=50mm，d2=mz2=2125mm=250mm齿宽b= b2=dd1=150mm=50mm，小齿轮齿宽b1= b2+5=55mm2) 齿形系数YF和应力修正系数YS查课本P97表6-7得YF1=2.62，YS1=1.59，YF2=2.16，YS2=1.83) 许用弯曲应力F= Flim YNT/SF查课本P99图6-25得Flim1=210MPa，Flim2 =190MPa。图6-26得YNT1=0.89，YNT2=0.91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F1=Flim1YNT1/SF=2100.89/1.25MPa=149.52MPaF2=Flim2YNT2/SF=1900.91/1.25MPa=138.32MPa两轮分别校核F1=(2KT1/bm2z1)YF1YS1=21.540.281000/(502 225)2.621.59=100.68MPa F1F2=(2KT1/bm2z1)YF2YS2=(21.540.281000/(502225)2.161. 8=93.96MPa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够5.25计算齿轮传动的中心矩a齿a齿=(d1+d2)/2= (50+250)/2=150mm5.26计算圆周速度圆=d1n1/601000=3.1450516.36/（601000）=1.38m/s查课本P101表6-10得5m/s，故取级精度合适。6轴的设计计算6.1输入轴的设计计算6.11选择轴的材料，按转矩估算最小直径选用45钢，调质处理。查课本P135表8-1得b=600MPa。查课本P136表8-2得C=118，dC(P1/n1) 1/3=115 (2.178/516.36)1/3mm=18.58mm因开一个键槽，讲直径增大5%，即18.58(1+5%)=19.509mm，按课本P139表8-3和指导书P201表20-2与联轴器孔径范围相适应，选d=20mm6.12轴的结构设计（1） 确定轴上零件的位置和固定 齿轮装在轴的中央，轴承对称地装在齿轮两边。齿轮左侧用轴环，右侧用套筒作轴向固定，用平键和过盈配合作轴向固定；左端轴承与轴采用过盈的过渡配合作周向固定，用轴环及左边的轴承盖作轴向固定；右端轴承与轴采用过盈的过渡配合作轴向固定。联轴器用平键作周向固定，用轴肩作轴向固定。（2） 确定轴各段直径初选用6207型深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm. 根据外伸端直径d=20mm，按结构和强度要求做成阶梯形轴。通过轴承盖轴段的直径，按轴肩高度并考虑密封元件的尺寸标准，取26mm;轴颈直径35（按滚动轴承内径标准系列）。安装齿轮的轴头直径，按轴肩高度要求和轴径标准值，取40；轴环外径50（3） 确定轴各段长度因小齿轮齿宽为57mm，为使套筒紧贴齿轮断面，取轴头长度为555mm。6207轴承宽度为17mm，取轴颈长度为17mm。根据齿轮与滚动轴承保持一定的间隙要求，取轴环宽度为16mm，套筒长度为16mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=106mm。26mm处长度取35mm，20mm处长度取为40mm。6.13按弯矩复合强度计算（1） 绘制轴受力简图（如图a）圆周力：Ft=2T1/d1=240.281000/50=1611.2N径向力：Fr=Fttan=1611.2tan200=586.4N（2） 绘制垂直面弯矩图（如图b）支点反力：FAV=FBV=Fr/2=586.4/2=293.2NC点弯矩：MCV=FAVL/2=293.2106/2=15.54Nm（3） 绘制水平面弯矩图（如图c）支点反力：FAH=FBH=Ft/2=1611.2/2=805.6NC点弯矩：MCH=FAHL/2=42.70Nm（4） 绘制合弯矩图（如图d）MC=(MCV2+MCH2)1/2=(15.542+42.702)1/2=45.44Nm(5)绘制扭矩图（如图e）(6)绘制当量弯矩图（如图f）对称循环转矩=1，最大当量弯矩在C点：Me=MC2+(T1)21/2=45.442+(140.28)21/2=60.72Nm (7)校核危险截面C的强度查P141表8-4得-1b=60MPae=Me/0.1d33=60.721000/（0.1353）=14.62MPa -1b该轴强度足够。6.2输出轴的设计计算6.21选择轴的材料，按转矩估算最小直径选用45钢，调质处理。查课本P135表8-1得b=650MPa。查课本P136表8-2得C=115，dC(P2/n2) 1/3=118 (2.09/103.27)1/3mm=31.34mm, 按课本P139表8-3，选d=31mm6.22轴的结构设计（1） 确定轴上零件的位置和固定 齿轮装在轴的中央，轴承对称地装在齿轮两边。齿轮左侧用轴环，右侧用套筒作轴向固定，用平键和过盈配合作轴向固定；左端轴承与轴采用过盈的过渡配合作周向固定，用轴环及左边的轴承盖作轴向固定；右端轴承与轴采用过盈的过渡配合作轴向固定。联轴器用平键作周向固定，用轴肩作轴向固定。（2） 确定轴各段直径初选用6208型深沟球轴承，其内径为40mm,宽度为18mm. 根据外伸端直径d=31mm，按结构和强度要求做成阶梯形轴。通过轴承盖轴段的直径，按轴肩高度并考虑密封元件的尺寸标准，取35mm;轴颈直径40（按滚动轴承内径标准系列）。安装齿轮的轴头直径，按轴肩高度要求和轴径标准值，取45；轴环外径55.（3） 确定轴各段长度因为轮轮毂长52mm,取轴头长度为50mm，由滚动轴承标准查得6208轴承的宽度为18，因此取轴颈长度18；根据齿轮与滚动轴承保持一定间隙的要求，取轴环宽度为17；套筒长度亦取17.由结构草图跨距L=104mm.轴颈35处长度为箱外传动件至轴承盖螺栓头高度，按结构要求取为44mm；31处长度根据联轴器尺寸定为55 mm6.23按弯扭复合强度计算（1） 轴上的作用力圆周力Ft：Ft=2T2/d2=2193.27103/250=1546.16N径向力Fr：Fr=Fttan=1546.16tan200=562.8N（2） 计算垂直面弯矩支点反力：FAV=FBV=Fr/2=562.8/2=281.4NC点弯矩：MCV=FAVL/2=281.4104/2=14.632Nm（3） 计算水平面弯矩支点反力：FAH=FBH=Ft/2=1546.16/2=773.08NC点弯矩：MCH=FAHL/2=42.13Nm计算合成弯矩MC=(MCV2+MCH2)1/2=(10008.252+27496.352)1/2=44.59Nm（4） 计算当量弯矩对称循环转矩=1，最大当量弯矩在C点：Me=MC2+(T)21/2=44.592+(1193.27)21/2=198.34Nm（5） 校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d33=198.341000/(0.1403)=30.99MPa -1b=60MPa该轴强度足够。7滚动轴承的选择及校核计算7.1 输入滚动轴承的设计计算7.11选择轴承的类型由于轴上只受径向载荷，而无轴向外载荷作用，且轴的工作转速较高，决定采用两只型号相同的深沟球轴承。7.12确定轴承所需的额定动载荷Cj1) 当量动载荷P由于采用深沟球轴承，且轴向力FA=0，所以当量动载荷P=fPFr，查课本P153表8-8得fP=1P=fPFr=1586.4=586.4N2) 温度系数fT一般机械工作温度120，fT=13) 轴承寿命Lh=1036516=58400h4) 寿命系数=3Cj=P/fT（Lhn1/16670）1/=586.4/1(58400516.36/16670) 1/3=7.1KN7.13选择轴承的型号查指导书P198表20-1，初选6207型轴承额定动载荷Cr=25.5KN，符合要求。7.2输入滚动轴承的设计计算7.21选择轴承的类型由于轴上只受径向载荷，而无轴向外载荷作用，且轴的工作转速较高，决定采用两只型号相同的深沟球轴承。7.22确定轴承所需的额定动载荷Cj5) 当量动载荷P由于采用深沟球轴承，且轴向力FA=0，所以当量动载荷P=fPFr，查课本P153表8-8得fP=1P=fPFr=1562.8=562.8N6) 温度系数fT一般机械工作温度120，fT=17) 轴承寿命Lh=1036516=54800h8) 寿命系数=3Cj=P/fT（Lhn1/16670）1/=562.8/1(54800103.27/16670) 1/3=4.01KN7.23选择轴承的型号查指导书P198表20-1，初选6208型轴承额定动载荷Cr=29.5KN，符合要求。8键联接的选择及校核计算齿轮传动要求轴对中好，以免啮合不良，选用平键联接。输出轴与大齿轮的键轴的类型及尺寸选择选A型平键，根据轴的直径d=45mm，长度为55mm，查课本P193表9-9得键的尺寸为b=14mm，h=9mm，L=45mm.验算键联接的挤压强度A型普通的有效工作长度l=L-b=45-14=31mm由课本P194表9-10得许用挤压应力P=100MPa。P=4T2/dhl=4193.271000/(45931)=61.57 MPa 120适用P1=1.07KWP1=0.17KWK=0.95KL=0.96Z=3q=0