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一级减速器设计论文

发布时间:2023-12-08 03:31

一级减速器设计论文

  仅供参考

  一、传动方案拟定
  第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
  (1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。
  (2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
  滚筒直径D=220mm。
  运动简图
  二、电动机的选择
  1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。
  2、确定电动机的功率:
  (1)传动装置的总效率:
  η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
  =0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
  =0.86
  (2)电机所需的工作功率:
  Pd=FV/1000η总
  =1700×1.4/1000×0.86
  =2.76KW
  3、确定电动机转速:
  滚筒轴的工作转速:
  Nw=60×1000V/πD
  =60×1000×1.4/π×220
  =121.5r/min

  根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min
  符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
  方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比
  KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
  1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
  2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

  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,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
  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
  Y100l2-4。
  其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。
  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=1420/121.5=11.68
  2、分配各级传动比
  (1) 取i带=3
  (2) ∵i总=i齿×i 带π
  ∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
  四、运动参数及动力参数计算
  1、计算各轴转速(r/min)
  nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
  nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
  滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
  2、 计算各轴的功率(KW)
  PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
  PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

  3、 计算各轴转矩
  Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
  TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

  TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

  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带截型
  由课本[1]P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KW
  PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
  据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
  由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带
  (2) 确定带轮基准直径,并验算带速
  由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75
  dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
  由课本[1]P190表10-9,取dd2=280
  带速V:V=πdd1n1/60×1000
  =π×95×1420/60×1000
  =7.06m/s
  在5~25m/s范围内,带速合适。
  (3) 确定带长和中心距
  初定中心距a0=500mm
  Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
  =2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
  =1605.8mm
  根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm
  确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
  =497mm
  (4) 验算小带轮包角
  α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
  =1800-57.30×(280-95)/497
  =158.670>1200(适用)
  (5) 确定带的根数
  单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW
  i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
  查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得 KL=0.99
  Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
  =3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
  =2.26 (取3根)
  (6) 计算轴上压力
  由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:
  F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
  则作用在轴承的压力FQ
  FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
  =791.9N

  2、齿轮传动的设计计算
  (1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
  齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
  精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
  (2)按齿面接触疲劳强度设计
  由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
  确定有关参数如下:传动比i齿=3.89
  取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
  由课本表6-12取φd=1.1
  (3)转矩T1
  T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
  (4)载荷系数k : 取k=1.2
  (5)许用接触应力[σH]
  [σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:
  σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
  接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算
  N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
  N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
  查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05
  按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
  [σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
  [σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
  故得:
  d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
  =49.04mm
  模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
  取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
  (6)校核齿根弯曲疲劳强度
  σ bb=2KT1YFS/bmd1
  确定有关参数和系数
  分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
  d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
  齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm
  取b2=55mm b1=60mm
  (7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95
  (8)许用弯曲应力[σbb]
  根据课本[1]P116:
  [σbb]= σbblim YN/SFmin
  由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
  由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1
  弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1
  计算得弯曲疲劳许用应力为
  [σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
  [σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
  校核计算
  σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
  σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
  故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
  (9)计算齿轮传动的中心矩a
  a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
  (10)计算齿轮的圆周速度V
  计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
  因为V<6m/s,故取8级精度合适.

  六、轴的设计计算
  从动轴设计
  1、选择轴的材料 确定许用应力
  选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
  σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
  [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
  2、按扭转强度估算轴的最小直径
  单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
  从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
  d≥C
  查[2]表13-5可得,45钢取C=118
  则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
  考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
  3、齿轮上作用力的计算
  齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
  齿轮作用力:
  圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
  径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
  4、轴的结构设计
  轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
  (1)、联轴器的选择
  可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85
  (2)、确定轴上零件的位置与固定方式
  单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
  在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
  轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
  承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
  过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
  分别实现轴向定位和周向定位
  (3)、确定各段轴的直径
  将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),
  考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm
  齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
  满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
  (4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
  (5)确定轴各段直径和长度
  Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mm

  II段:d2=40mm
  初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
  宽度为19mm.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+19+55)=96mm
  III段直径d3=45mm
  L3=L1-L=50-2=48mm
  Ⅳ段直径d4=50mm
  长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
  Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
  由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
  (6)按弯矩复合强度计算
  ①求分度圆直径:已知d1=195mm
  ②求转矩:已知T2=198.58N?m
  ③求圆周力:Ft
  根据课本P127(6-34)式得
  Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
  ④求径向力Fr
  根据课本P127(6-35)式得
  Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
  ⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm

  (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=0.74/2=0.37N
  FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
  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=0.37×96÷2=17.76N?m
  截面C在水平面上弯矩为:
  MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
  (4)绘制合弯矩图(如图d)
  MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m
  (5)绘制扭矩图(如图e)
  转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?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=0.2,截面C处的当量弯矩:
  Mec=[MC2+(αT)2]1/2
  =[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
  (7)校核危险截面C的强度
  由式(6-3)

  σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
  =7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
  ∴该轴强度足够。

  主动轴的设计
  1、选择轴的材料 确定许用应力
  选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
  σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
  [σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
  2、按扭转强度估算轴的最小直径
  单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
  从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
  d≥C
  查[2]表13-5可得,45钢取C=118
  则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
  考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
  3、齿轮上作用力的计算
  齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
  齿轮作用力:
  圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
  径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
  确定轴上零件的位置与固定方式
  单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
  在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
  ,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
  承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
  过两端轴承盖实现轴向定位,
  4 确定轴的各段直径和长度
  初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,
  宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
  (2)按弯扭复合强度计算
  ①求分度圆直径:已知d2=50mm
  ②求转矩:已知T=53.26N?m
  ③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得
  Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
  ④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
  Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
  ⑤∵两轴承对称
  ∴LA=LB=50mm
  (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
  FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
  FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
  (2) 截面C在垂直面弯矩为
  MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
  (3)截面C在水平面弯矩为
  MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
  (4)计算合成弯矩
  MC=(MC12+MC22)1/2
  =(192+52.52)1/2
  =55.83N?m
  (5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=0.4
  Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
  =59.74N?m
  (6)校核危险截面C的强度
  由式(10-3)
  σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303)
  =22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
  ∴此轴强度足够

  (7) 滚动轴承的选择及校核计算
  一从动轴上的轴承
  根据根据条件,轴承预计寿命
  L'h=10×300×16=48000h
  (1)由初选的轴承的型号为: 6209,
  查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
  查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

  (1)已知nII=121.67(r/min)

  两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N
  根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
  FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
  (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=682N FA2=FS2=682N
  (3)求系数x、y
  FA1/FR1=682N/1038N =0.63
  FA2/FR2=682N/1038N =0.63
  根据课本P265表(14-14)得e=0.68
  FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
  y1=0 y2=0
  (4)计算当量载荷P1、P2
  根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
  根据课本P264(14-7)式得
  P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
  P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
  (5)轴承寿命计算
  ∵P1=P2 故取P=1624N
  ∵深沟球轴承ε=3
  根据手册得6209型的Cr=31500N
  由课本P264(14-5)式得
  LH=106(ftCr/P)ε/60n
  =106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
  ∴预期寿命足够

  二.主动轴上的轴承:
  (1)由初选的轴承的型号为:6206
  查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
  基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
  查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
  根据根据条件,轴承预计寿命
  L'h=10×300×16=48000h
  (1)已知nI=473.33(r/min)
  两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N
  根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
  FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
  (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=711.8N FA2=FS2=711.8N
  (3)求系数x、y
  FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
  FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
  根据课本P265表(14-14)得e=0.68
  FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
  y1=0 y2=0
  (4)计算当量载荷P1、P2
  根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
  根据课本P264(14-7)式得
  P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
  P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
  (5)轴承寿命计算
  ∵P1=P2 故取P=1693.5N
  ∵深沟球轴承ε=3
  根据手册得6206型的Cr=19500N
  由课本P264(14-5)式得
  LH=106(ftCr/P)ε/60n
  =106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
  ∴预期寿命足够

  七、键联接的选择及校核计算
  1.根据轴径的尺寸,由[1]中表12-6
  高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:键8×36 GB1096-79
  大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79
  轴与联轴器的键为:键10×40 GB1096-79
  2.键的强度校核
  大齿轮与轴上的键 :键14×45 GB1096-79
  b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
  圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
  挤压强度: =56.93<125~150MPa=[σp]
  因此挤压强度足够
  剪切强度: =36.60<120MPa=[ ]
  因此剪切强度足够
  键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。

  八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
  1、减速器附件的选择
  通气器
  由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
  油面指示器
  选用游标尺M12
  起吊装置
  采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

  放油螺塞
  选用外六角油塞及垫片M18×1.5
  根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:
  起盖螺钉型号:GB/T5780 M18×30,材料Q235
  高速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8X12,材料Q235
  低速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8×20,材料Q235
  螺栓:GB5782~86 M14×100,材料Q235
  箱体的主要尺寸:
  :
  (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
  (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
  取z1=8
  (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
  (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
  (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20

  (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
  0.036×122.5+12=16.41(取18)
  (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
  (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
  (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
  (10)连接螺栓d2的间距L=150-200
  (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
  (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
  (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
  (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
  (15) Df.d2

  (16)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
  (17)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)
  (18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm
  (19)齿轮端面与内箱壁间的距离:=12 mm
  (20)箱盖,箱座肋厚:m1=8 mm,m2=8 mm
  (21)轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3

  D~轴承外径
  (22)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以Md1和Md3 互不干涉为准,一般取S=D2.

  九、润滑与密封
  1.齿轮的润滑
  采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s,当m<20 时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。
  2.滚动轴承的润滑
  由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
  3.润滑油的选择
  齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
  4.密封方法的选取
  选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

  十、设计小结
  课程设计体会
  课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
  课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。

  十一、参考资料目录
  [1]《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004年7月第2版;
  [2] 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

毕业论文

机械设计课程设计计算说明书
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………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22

设计题目:V带——单级圆柱减速器 第四组
德州科技职业学院青岛校区 设计者:####
指导教师:%%%%
二○○七年十二月

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:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限10年,小批量生产,工作为二班工作制,运输带速允许误差正负5%。
(2) 原始数据:工作拉力F=1250N;带速V=1.70m/s;
滚筒直径D=280mm。
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:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96
=0.82
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=1250×1.70/1000×0.82
=2.6KW

3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×960V/πD
=60×960×1.70/π×280
=111r/min

按书P7表2-3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=3~6。取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=(6~24)×111=666~2664r/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: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,额定转矩2.0。质量63kg。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/111=8.6
2、分配各级伟动比
(1) 据指导书,取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)
(2) ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=8.6/6=1.4

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=960r/min
nII=nI/i带=960/1.4=686(r/min)
nIII=nII/i齿轮=686/6=114(r/min)
2、 计算各轴的功率(KW)
PI=P工作=2.6KW
PII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96
=2.77KW

3、 计算各轴扭矩(N•mm)
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960
=25729N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.496/686
=34747.5N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.77/114
=232048N•mm

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带截型
由课本表得:kA=1.2
Pd=KAP=1.2×3=3.9KW
由课本得:选用A型V带
(2) 确定带轮基准直径,并验算带速
由课本得,推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm
dd2=n1/n2•dd1=(960/686)×100=139mm
由课本P74表5-4,取dd2=140mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/140
=685.7r/min
转速误差为:n2-n2’/n2=686-685.7/686
=0.0004<0.05(允许)
带速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3) 确定带长和中心矩
根据课本得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+140)≤a0≤2×(100+140)
所以有:168mm≤a0≤480mm
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×400+1.57(100+140)+(140-100)2/4×400
=1024mm
根据课本表7-3取Ld=1120mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L0/2=400+(1120-1024/2)
=400+48
=448mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×600
=1800-140-100/448×600
=1800-5.350
=174.650>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本(7-5) P0=0.74KW
根据课本(7-6) △P0=0.11KW
根据课本(7-7)Kα=0.99
根据课本(7-23)KL=0.91
由课本式(7-23)得

Z= Pd/(P0+△P0)KαKL
=3.9/(0.74+0.11) ×0.99×0.91
=5
(6)计算轴上压力
由课本查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力:
F0=500Pd/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×3.9/5×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N
=160N
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sinα1/2=2×5×158.01sin167.6/2
=1250N

2、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大,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;根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
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=6×20=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
由课本取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9550×P/n1=9550×2.6/960
=25.N•m
(4)载荷系数k
由课本取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本查得:
σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa
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=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=625×0.92/1.0Mpa
=575
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=470×0.98/1.0Mpa
=460
故得:
d1≥766(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=766[1×25.9×(6+1)/0.9×6×4602]1/3mm
=38.3mm
模数:m=d1/Z1=38.3/20=1.915mm
根据课本表9-1取标准模数:m=2mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=2×20mm=40mm
d2=mZ2=2×120mm=240mm
齿宽:b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm
取b=35mm b1=40mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136(6-53)式:
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本查得:
σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa
由图6-36查得:YNT1=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
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa
=410Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa
=204Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=8Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×2586.583/35×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=1.2Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×40×960/60×1000
=2.0096m/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217~255HBS
根据课本并查表,取c=115
d≥115 (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=22mm

2、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=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II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II段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得:c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=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36mm
Ⅴ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=40mm
②求转矩:已知T2=34747.5N•mm
③求圆周力:Ft
根据课本式得
Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N
④求径向力Fr
根据课本式得
Fr=Ft•tanα=1737.375×tan200=632N
⑤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=316N
FAZ=FBZ=Ft/2=868N
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=235.3×50=11.765N•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=631.61455×50=31.58N•m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N•m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=35N•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
=[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N•m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353
=12.9MPa< [σ-1]b=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(217~255HBS)
根据课本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.77/114)1/3=34.5mm
取d=35mm

2、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。
(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
①求分度圆直径:已知d2=300mm
②求转矩:已知T3=271N•m
③求圆周力Ft:根据课本式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求径向力式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=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=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(16.12+44.262)1/2
=47.1N•m
(5)计算当量弯矩:根据课本得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=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
16×365×10=58400小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=686r/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
根据课本得轴承内部轴向力
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
(3)求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本取f P=1.5
根据课本式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=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
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>58400h
∴预期寿命足够

2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=114r/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=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+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)求系数x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根据课本得:e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
取fP=1.5
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根据手册7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本得:ft=1
根据课本式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>58400h
∴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 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根据课本P243(10-5)式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](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
查手册选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
据课本得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

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