机械设计-课程设计,一级减速器设计

1、计算过程及计算说明一、 传动方案拟定(i) 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批 量生产，载荷平稳，环境清洁。(2) 原始数据:滚筒圆周力f=2. 5kn；带速v=l. 7m/s； 滚筒直径d=300mmo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：n总二n带x 才轴承x n齿轮x n联轴器x n滚筒h 总=0. 83=0. 96x0. 983x0. 97x0. 99x0. 96=0. 83(2)电机所需的工作功率：p工作二fv/ (looo n 总)=2500x 1. 7/ (1000x0. 83)p 工作=5.

2、12kw=5. 12kwd工n滚筒=108. 2r/min3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n=60x 1000v/jid =60x1000x1.7/ji x300二10& 2r/min按手册p7表1推荐的传动比合理范围，取1员1柱齿轮传动一级减速器传动比范围r a=36°取v带传动比r尸24,则总传动比理时范围为r a=624。故电动机转速的可选范围为r d=i' axn筒n筒二(624) x108. 2=649. 42597. 4r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/mino根据容量和传速，由有关手册查出冇三种适用的电动机型号：

3、因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。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3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y13m2-6o其主要性能:额定功率:5. 5kw,满载转速960r/min,电动机型号y132m2-6三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总二n电动/n筒二960/108. 2=8. 872、分配各级伟动比i总二887(1)据指导书p7表1,取齿轮i带二2.3 (v带传动比i'产24合理)据手册得(2)t i总=匚凶轮x i带i

4、低轮=3. 86i 齿轮二i 总/i 带=8. 87/2. 3=3. 86i 带=2. 3四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)m =960r/minnt=n 电机=960r/minnu=417. 39r/mrii二ni/i 带二960/2. 3二417. 39 (r/min)innm=nii/i 齿轮二417. 39/3. 86=108. 13 (r/min)nni=108. 13r/m2、计算各轴的功率(kw)inpt=p 工作x n 带二5. 12x0. 96=4. 92kwpn=p,x i轴承 x i齿轮二4. 92x0. 98x0. 97二4. 67kwpin二pi

5、ix n 轴承x n 联轴器二4. 67x0. 97x0. 99二4. 48kwpi二4. 92kwpn=4. 67kwpm=4. 48kw3、计算各轴扭矩(n - mm)t 工作二9550x5. 12/960二50. 93ti 二 t 工作 x n 带xi 带=50. 93 x 2. 3 x 0. 96=112. 6n mtn= t【xi宙轮x n轴用x n宙轮ti=112. 6n m=112.6x3. 86x0. 98x0. 97=412. 45n mtn=412. 15n tht=th x n轴承x n联轴器m二395. 67n m=412. 45x0. 97x0. 99=395. 67

6、n 五、传动零件的设计计算1确定计算功率pc由课本表8-7得:ka二1.1pc二kf 二 1. 1x5. 5二6. 05kw2. 选择v带的带型根据pc、山由课本图8-10得：选用a型3. 确定带轮的基准直径山并验算带速v。1) 初选小带轮的基准直径亦由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基 准直径 ddi=100mmo2) 验算带速v。按课本式(8-13)验算带的速度v= ji dd.ni/ (60x 1000)=n x 100x 1000/ (60x 1000) =5. 24m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3) 计算大齿轮的基准直径。根据课本式(8-15a),计算大带轮的基 准直径c

7、kdd2=i 带 * ddi=2. 3 x 100=230mm由课本表8-8,圆整为dd2=250mmv二5. 24m/s4 确定带长和中心矩1) 根据课本式(8-20),初定中心距ao=5oomm2) 由课本式(8-22)计算带所需的基准长度dd2=340mm 取标准值 dd2-355mmldo2ao+n (d(n+dd2)/2+(dd2ddi) t (4a() =2x500+3. 14x (100+250) /2+ (250-100) 7 (4x500)1561mm由课本表8-2选带的基准长度ld= 1400mm 按课本式(8-23)实际中心距3。aao+ (l卜 lg /2=500+ (

8、1400-1561) /2=425mmld 二 1600mm5.验算小带轮上的包角5 u 产180°- (dd2-cldl) /ax57. 3° =180°- (250-100) /427x57. 3°=152°>90° (适用)1. 确定带的根数z1) 计算单根v带的额定功率取 ao=5oo由 ddi=100mm 和 ni=1000r/min 根据课本表 84a 得p。二0. 988kw根据ni=960r/min, i带二3. 4和a型带,查课本表(5-6)得厶p。二0118kw 根据课本表8-5得k =0. 91根据课本表8

9、-2得k严0. 99 由课本p83式(5-12)得p= (po.apo) xkaxkl= (0.988+0. 118) x0.91x0. 99=0. 996kw2) 计算v带的根数z。z二pca/pr二6. 05/0. 996=6. 07|员|整为 7 根7.计算单根v带的初压力的最小值(fo)minz=7f0=147n(fp)min=1968ni 齿二3. 86z产24z2=77t,=137041n mma niimzi=600mpaa hlimz2=550mpa由课本表8-3得a型带的单位长度质量q二0lkg/m,由式(5-18)单 根v带的初拉力：(fo)min =500 (2. 5-

10、k；1) pea /zvka +qv2= 500x (2. 5-0.91) x6. 05/ (0.91x7x5.24) +0. 1x5. 242n二 147n应使带的实际初拉力f0>(fo)min08计算压轴力fp压轴力的最小值为(fp) min=2z (f0) n.in sill ( cl i/2 )二2x7x147xsin (146° /2)二 1968n2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1) 机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(gb 10095-88)02) 材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢(调 质)硬度为280hbs

11、o3) 选小齿轮齿数zi二24,大齿轮齿数z2二24x3. 86二92. 64,取93。2按齿而接触疲劳强度设计由设计计算公式(10-9a)d,2. 32(kti(u+l)z/(|)duo j)1/3(1)确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数k：二1.32) 计算小齿轮传递的转矩 t尸9. 55x 10由课本表10-7选取齿款系数(1)尸1 由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189 8mpai/2 由课本tu 10-21按齿面硕度查得小齿轮的接触疲劳強度极限 。叭尸600mpa；打齿轮的接触疲劳强度极限ohlim 2二550mpa； 由课本式10-13计算应力循环次数nl nl1

12、=60njlh=60x342. 86x 1x (16x300x 10)二9. 874 x 10snl2=nl1/i=9. 874x1073. 86=2. 558 x108 由图课本10-19取接触疲劳寿命系数心严0.96心2=098xp,/n,=95. 5x10fix4. 92/342. 86二 137041n mm=2. 32x1.3x 1.37x 105x （3+1） x189. 87（3. 86x5392） 1/3=71. 266mm2）计算圆周速度vov= n ddln,/ （60x1000） =3. 14x71. 266x342. 86/ （60x1000） =1. 28m/s3）计

13、算齿宽b。b= 4>ddi=l x 71. 266mm二71. 266mm4）计算齿宽与齿高z比b/h。模数：呼ch/zi=71.266/24二2969mni齿高：h=2. 25m=2. 25x2. 969=6. 68nunb/h二 10. 675）计算载荷系数。根据v=1.28m/s, 7级精度,由课本图10-8 §得动载荷系数k=1.07； 直齿轮，k,ja=kfa=l:由课本表10-2查得k.e由课木表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置 时,k"二 1.316由b/h二10. 67, kh产1.316查课本表10-13得伶产128：故载荷系数

14、k=kaxkvxkhaxkfp=l xi.07x 1x 1. 316=1. 4086）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a） d,= dlt（k/kt） 1/3=71. 266 x （1.408/1. 3） 1/3=73. 187mm7）计算模数 m： m=ddl/zl=73. 187/24=3. 05mm3.按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式 m2kt1yfaysa/（4）dzi20f） 1/3（1）确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限o h：f500mpa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限ofe2=380mpq

15、2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数kfn产0.85忌2二0.883）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s二1.4,由课本式（10-12）得o f i= ci o fei/s二0. 85 x 500/1. 4二303. 57mpa。卜2二 kfn2 0 fe2/s二0. 88 x 380/1. 4=238. 86mpa4）计算载荷系数kk=kaxkvxkfaxkfp=1x 1.07x1 xl 28=1. 375）取齿形系数。由课本表10-5查得y闾二2. 65 丫聞二22266）杳取应力校止系数由课本表 10-5 查得 ysal=l. 58 ysa2=l. 7647）计算大、小齿轮的

16、yfa ysa/ o fyfal ysai/ o f,=2. 65x1. 58/303. 57=0. 01379yr2 ysa2/ o ,j2=2. 226x 1. 764/238. 86=0. 01644 大齿轮的数值大。8）设计计算m2xl. 37x 1. 37x 105x0. 01644 /（1x242） 1/3nl1=9. 874 x 10snl2二2. 558 x 10skjni=o. 96ki爪2二0. 980 h i=576mpa0 n2=539mpadi=71. 266mmm=2. 5nuiiyfal=2. 65ysai=l. 58yf沪2. 226ysa2二 1 764m22

17、 22mm-2. 2mm对比计算结杲，由齿面接触疲劳强度计算的模数山大于齿根弯曲疲劳 强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿而接 触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积) 有关,可取由弯曲强度算得的模数2. 2并就近圆整为标准值m二2. 5mm, 按接触强度的的分度圆直径山二73.187,算出小齿轮的齿数 zi二di/m二73. 187/2. 5=30大齿轮的齿数z2=3. 86x 30=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑, 避免浪费。4. 几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径 di= zim=30x2. 5=75mmd2

18、= zim=116x2. 5=290mmd i=7 5nun d2=290mm a=183mm b2=75mm bi=80mm(2) 计算中心距 a=(山+ d2) /2= (75+290) /2=183mm(3) 计算齿轮宽度b二叭d尸lx75=75nmi取氏二75nmi , d二80mm六、轴的设计计算 输岀轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率p、转数n和转矩tph 输二4. 67x0. 98=4. 58kwn2=m/i=417. 39/3. 86=108. 13r/mint2=397656n mmpi 输=4. 92x0.98=4.82 kwni=417. 39 r/min "1

19、00871 n mm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度i员i直径为d2=355mmft2=2t2/d2=2 x 397656/355=201 infr2= ft2tan20° =2011x0. 3642=825n因已知低速大齿轮的分度圆直径为d尸84mmft2=2011nf2 二826nfti=2401nf 沪729n陥二2t】/di 二2x 100871/84二2401nfrl=futan20° =2401x0. 3642=729n4、初步确定轴的最小直径先按课本式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢， 调制处理。根据课本表15-3,取a0=11

20、2,于是得dmin2= ao (ph输/ n2)也二 112x (4. 58/108. 13) 1/3=39. 04mm drainl= ao (pi输/ n,) 1/3=112x (4.82/417.39) 1/3=25. 32mm5、联车由器白勺选择dmin2=39. 04ninidmini=25. 32mm为了矗所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩tfk/j查课木表14-1,考虑到转矩变化很小，故取 ka=1. 3,则爲二 kat2=1. 3x397656=516952. 8 n mm按照计算转矩h应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册，选 用h

21、l3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 nmm。联轴器的孔径d尸38mm,半联轴器长度i尸82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度打二58価。6、轴乐的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参 照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深 沟球轴承 213,其尺寸 dxdxt=65mmx 120mmx23mmo7、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1 得平 键截而bxh=20ininx12iiiiii,键槽用键槽铳刀加工，长为63mm,同时为了 保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为h7/n

22、6； 同样，半联轴器与轴的连接,选用平键为12mmx 8mmx 50mm,半联轴器 与轴的配合为h7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2,取轴端倒角为2x45° o9、求轴上的载荷深沟球轴承 213 ,其尺寸 dxdxt=65mm x120mmx 23mm1轴ymfmi=1039nfnh2=1039nfnvi=378nfnvqh 了 78namh=27783 n * iron mf76366 5 n * iraib-m(277832+76366. 52)ml血丄“称北n-v-81263. 38(e)tymfnhi=977. 5n fnh2=977. 5n®fnvi

23、=35 6nfnv2=3 56 npmh=71 846.25 n mm mv二26166 n mm十 m】二mf (71846. 2526166j 川二76462.t二308891 n mm“(e)to cai二0. 27mpao c沪5. 96mpa轴承预计寿命576000h弯矩合成应力校核轴的强度进行校核吋，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据 课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取a =0.6,轴的计算应力oca 产m/+ (atj 2 1/2/w=8 1 263. 382+ (0. 6x 100 871) 2 1/2/ ( 1 x8

24、43)=0. 29mpa0沁二m/+ ( at2) 2 1/2/w= 76 4 62. 382+ (0. 6 x 39 7 6 56 ) 2 1/2/33656. 9 二6. 28 mpa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，曲课本表15-1查 得0 l=60mpa。因此。calv o ca2< o ,故安全。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16x360x10=576000 小时1、计算输入轴承(1)已知 ni=417. 39r/min nn=108. 13r/min(2)计算当量载荷r、p2根据课本p263表(11-9)取f p二1.5 根据课本p262 (11-6

25、)式得p尸fpxfz二 1. 5x (1x1039)=1558. 5npi】二fpxf2二 1 5x (1x977. 5)=1466. 25 n(3)轴承寿命计算 ；深沟球轴承e =3lh=106c3/(60np3)lhl=106c7(60np13)=106x 44.8x106 760x320x (1. 5x1558. 5)'=3. 67x10,h>57600hlh2=106c7(60np23)=106x 44.8x 106 7 60 x 70. 8 x (1. 5x 1466. 25) 3=1.99x1015h>57600h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式(61) ap=2tx103/ (kid)确定上式屮各系数ti=100. 871n mtn=397.656n mki=0. 5hi二0. 5x 12mm=6mmk2=0. 5h2=0. 5 x 8mm二4mmli=li-bi=63mm-12mm=51 mml2=l2-b2=50niii-