机械设计专周——带式输送机圆柱形齿轮减速器2

机械设计课程设计计算说明书(出处:倾听无极限)2008-01-0201:35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=2.6KW3、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=8.62、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/minnII=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=2.6KWPII=PI×η带=2.6×0.96=2.496KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=2.496×0.98×0.96=2.77KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.6/960=25729N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.496/686=34747.5N·mmTIII=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=1.2Pd=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=100mmdd2=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=0.00040.05(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=174.6501200（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=1250N2、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T1T1=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=625MpaσHlim2=470Mpa由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92ZNT2=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=40mmd2=mZ2=2×120mm=240mm齿宽：b=φdd1=0.9×38.3mm=34.47mm取b=35mmb1=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=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P136（6-53）式：[σF]=σFlimYSTYNT/SF由课本查得：σFlim1=288MpaσFlim2=191Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88YNT2=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=σFlim1YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa=410Mpa[σF]2=σFlim2YSTYNT2/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]1σF2=(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aa=m/2(Z1+Z2)=2/2(20+120)=140mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=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=115d≥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=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=22mm长度取L1=50mm∵h=2cc=1.5mmII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）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm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=40mm②求转矩：已知T2=34747.5N·mm③求圆周力：Ft根据课本式得Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N④求径向力Fr根据课本式得Fr=Ft·tanα=1737.375×tan200=632N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm