机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动设计

1、作者： 吴锐第 23 页2021-7-11课程设计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.22九、设计小结.23十、参考资料目录.23计算过程及计算说明一、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（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

2、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 =0.960.9820.970.990.96=0.885(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=20001.8/10000.94=3.83kw 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010001.8/320=107.05r/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ia=36。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（620）107.05=64

3、2.32141r/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=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

4、p7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=13.45/3=4.48四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机=1440r/minnii=ni/i带=1440/4.48=321.43(r/min)niii=nii/i齿轮=321.43/3=107.14(r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=pmc=5.50.95=5.23kwpii=pirg=5.230.96=5.02kwpiii=pii轴承齿轮=5.020.980.96 =4.87kw3计算各轴扭矩（nmm）4 to = 9550pm/nm = 9

5、5505.5/1440 =36.48nmmti=9550pi/ni=95505.23/1440=34.69nmtii=9550pii/nii=95505.02/321.43 =149.15nmtw=9550pw/nw=95504.87/107.14 =434.09nm 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选带截型由课本p83表5-9得：ka=1.2pc=kap=1.23=3.9kw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75100mm 则取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n

6、2dd1=960/458.2100=209.5mm由课本p74表5-4，取dd2=200mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =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p1=0.95kw p1=0.11kwk=0.96 kl=0.96得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =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（2.5/k-1）+qv2=5003.9/4

7、5.03(2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n则作用在轴承的压力fq，fq=2zf0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7n2、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240260hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；根据表选7级精度。齿面精糙度ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)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=i

8、z1=620=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由表 取d=0.9 (3)转矩t1t1=9.55106p/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8nmm (4)载荷系数k 取k=1 (5)许用接触应力hh= hlimznt/sh由课本查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由课本p133式6-52计算应力循环次数nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=nl1/i=1.28109/6=2.14108由课本查得接触疲劳的寿命系数：znt1

9、=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=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/z1=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 f=(2kt1/bm2z1)yfaysah确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1=2.520m

10、m=50mmd2=mz2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=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yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8)许用弯曲应力ff= flim ystynt/sf由设计手册查得：flim1=290mpa flim2 =210mpaynt1=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f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/

11、1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =21020.9/1.25mpa=302.4mpa将求得的各参数代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55mpa=77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83mpa=11.6mpa f2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)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=d1n1/60100

12、0=3.1450458.2/601000=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=115d115 (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=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=22m

13、m 长度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=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）=93mmiii段直径d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+

14、23=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+32）=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=50mm求转矩：已知t2=50021.8nmm求圆周力：ftft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n求径向力frfr=fttan=1000.436tan200=364.1n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=50mm (

15、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=182.05nfaz=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=182.0550=9.1nm (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=500.250=25nm (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55（p2/n2）106=48nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按

16、脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=26.62+(148)21/2=54.88nm (7)校核危险截面c的强度e=mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5mpa -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（217255hbs）根据设计手册表 取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=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

17、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=271nm求圆周力ft：ft=2t3/d2=2271103/300=1806.7n求径向力frfr=fttan=1806.70.36379=657

18、.2n两轴承对称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=328.649=16.1nm (3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm (4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1nm (5)计算当量弯矩：根据课本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1271)21/2

19、 =275.06nm (6)校核危险截面c的强度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36mpa-1b=60mpa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163658=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型轴承内部轴向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 (

20、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/fr1e 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型角接触球轴承根据课本 得fs=0.063fr,则fs1=fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n (2)计算轴向载荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=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)

21、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=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr248720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,l1=50mm查手册得，选用c型平键，得：键a 87 gb1096-79 l=l1-b=50-8=42mmt2=48nm h=7mm得p=4t2/dhl=448000/22742 =29.68mpar(110mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm l3=48mm t=271nm查手册p51 选a型平键键108 gb109

22、6-79l=l3-b=48-10=38mm h=8mmp=4t/dhl=4271000/35838 =101.87mpap(110mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm l2=50mm t=61.5nm查手册p51 选用a型平键键1610 gb1096-79l=l2-b=50-16=34mm h=10mmp=4t/dhl=46100/511034=60.3mpapf=2000nv=1.8m/sd=320mml=500mmn滚筒=76.4r/min总=0.8412p工作=2.4kw电动机型号y132m-4i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095ni =1440r/m

23、innii=321.43r/minniii=107.14r/minpi=5.23kwpii=5.02kwpiii=4.87kwt0=36.48nmmti=34.69nmmtii=149.15nmmtiii=434.09nmmdd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minv=5.03m/s210mma0600mm取a0=500ld=1400mma0=462mmz=4根f0=158.01nfq =1256.7ni齿=6z1=20z2=120u=6t1=50021.8nmmhlimz1=570mpahlimz2=350mpanl1=1.28109nl2=2.14108znt1

24、=0.92znt2=0.98h1=524.4mpah2=343mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmyfa1=2.80ysa1=1.55yfa2=2.14ysa2=1.83flim1=290mpaflim2 =210mpaynt1=0.88ynt2=0.9yst=2sf=1.25f1=77.2mpaf2=11.6mpaa =175mmv =1.2m/sd=22mmd1=22mml1=50mmd2=28mml2=93mmd3=35mml3=48mmd4=41mml4=20mmd5=30mml=100mmft =1000.436nfr=364.1nfay =182.05nfby =182.05nfaz =500.2nmc1=9.1nmmc2=25nmmc =26.6nmt=48nmmec =99.6nme =14.5mpa-1bd=35mmft =1806.7nfax=fby =328.6nfaz=fbz =903.35nmc1=16.1nmmc2=44.26nm