單級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計.doc

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1、目錄一、傳動方案擬定二、電動機的選擇三、計算總傳動比及分配各級的傳動比四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算五、傳動零件的設計計算六、軸的設計計算七、滾動軸承的選擇及校核計算八、鍵聯(lián)接的選擇及計算九、潤滑方式的確定十、參考資料計算過程及計算說明一、傳動方案擬定1設計題目名稱單級斜齒圓柱齒輪減速器。2運動簡圖3工作條件運輸機雙班制工作，單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，小批量生產(chǎn)，使用年限6年。4，原始數(shù)據(jù) 1輸送帶牽引力 F=1100 N 2輸送帶線速度 V=1.5 m/s 3鼓輪直徑 D=250 mm二、電動機選擇1、選擇電動機的類型： 按工作要求和工況條件，選用三相鼠籠式異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓為380V，Y

2、型。2、計算電機的容量：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：式中：帶傳動效率：0.95；滾子軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.97；彈性聯(lián)軸器的傳動效率：0.99卷筒的傳動效率：0.96已知運輸帶的速度v=0.95m/s： 所以： 從表22-1中可選額定功率為3kw的電動機。3、確定電機轉(zhuǎn)速：卷筒的轉(zhuǎn)速為：按表14-8推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比單級圓柱齒輪減速器傳動比，則從電動機到卷軸筒的總傳動比合理范圍為：。故電動機轉(zhuǎn)速可選的范圍為：符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：1000r/min、1500r/min，；綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1種方

3、案比較合適，因此選用電動機型號為Y100L2-4，其主要參數(shù)如下：型號功率（KW）轉(zhuǎn)速（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y100L2-4314202.22.2額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速KHDADEFGHLAB31420122451602860824100380205三、計算總傳動比及分配各級的傳動比：總傳動比： 分配傳動比：取一級斜齒圓柱齒輪的傳動比：，則一V帶的傳動比：四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸，依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。1、 各軸轉(zhuǎn)速：1軸： 2軸 卷筒軸：2、各軸輸入功率，輸出功率：

4、輸入功率：1軸：2軸：卷筒軸：輸出功率：1軸：2軸： 卷筒軸：3各軸輸入轉(zhuǎn)矩，輸出轉(zhuǎn)矩：電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： 1軸輸入轉(zhuǎn)矩： 2軸輸入轉(zhuǎn)矩: 卷筒軸輸入轉(zhuǎn)矩：輸出轉(zhuǎn)矩分別為輸入轉(zhuǎn)矩乘以軸承效率0.99。運動和動力參數(shù)計算結(jié)果如下表：軸名功率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N*m）轉(zhuǎn)速（r/min）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.0313.65142050.951軸1.931.9132.1931.87572.582.480.962軸1.911.89159.31157.72114.51.000.98卷筒軸1.871.85155.97154.41114.5五、傳動零件的設計計算：1.設計V帶（1）確定V帶

5、型號kA=1.2 PC=KAP=1.23=3.6KW根據(jù)=3.6KW =1420r/min,選擇A型V帶，取。大輪的基準直徑：。取。為帶傳動的彈性滑動。（2）驗算帶速： 帶速合適。（3）確定V帶基準長度和中心距：根據(jù)：可得應在之間，初選中心距=600mm帶長：取。計算實際中心距：。（4）驗算小帶輪包角： 合適。（5）求V帶根數(shù)Z： 今得：傳動比：由查表得，查表得：，由此可得：取Z=3根。（6）求作用在帶輪軸上的壓力：查表得q=0.10kg/m，故得單根V帶的初拉力： 作用在軸上壓力：。（7）確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d1=90mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑d2=224

6、mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)，基準圖見零件工作圖。2、齒輪設計（1）選選齒輪的材料、精度和確定許用應力：因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，小齒輪用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度，大齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度，。??；??；=(2)按輪齒彎曲強度設計計算齒輪精度用8級，取載荷系數(shù)K=1.2，齒寬系數(shù)，小齒輪上的轉(zhuǎn)矩：N*mm大齒輪上的轉(zhuǎn)矩：N*mm初選螺旋角 齒數(shù)：取，則齒形系數(shù)：查圖11-8得。由圖11-9得。因 ，故應該對大齒輪進行彎曲強度計算。小齒輪法向模數(shù)：由表4-1取。中心距： 取a=90mm。確定螺旋角：齒輪分度圓直徑 齒寬 取 （3）驗算齒面接觸強度：（5）齒輪的圓周速度故選8級制造精度是合宜的。（5）設計小

7、結(jié)：名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距amm90傳動比i2.48模數(shù)mmm1.25螺旋角()齒數(shù)z22110分度圓直徑mm30150.11材料及齒面硬度40Cr 45鋼六、軸的設計計算輸入軸設計：1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217286HBS。查課本第245頁表14-2取 C=110。，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=16.49(1+5%)mm=17.32選d=18mm2、齒輪軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過

8、渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段： 長度取 c=1.5mmII段:初選用7205AC型角接觸球軸承，查指導書表可知其內(nèi)徑為25mm,寬度為15mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：III段直徑：小齒輪直徑mm小齒輪寬度加退刀槽mm取過渡段直徑mm, mm取軸承直徑mm，mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=205mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知求轉(zhuǎn)矩：已知求圓周力：求徑向力Fr作用在

9、軸1帶輪上的外力： 因為該軸兩軸承對稱，所以： （1）繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為： (4)繪制合彎矩圖（如圖d） (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩： (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩： (7)校核危險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調(diào)質(zhì)處理， ，得許用彎曲應力，則： 因為5段的直徑都大于d，所以該軸是安全的。輸出軸的設計計算:1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS。2

10、取 C=115。得：,故取d=30mm。2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。聯(lián)軸器的選擇計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩：查課本291表17-1取，查手冊選用型號為HL2的彈性柱銷聯(lián)軸器。（2）確定軸的各段直徑和長度工段：取聯(lián)軸器直徑，查表長度取 c=1.5mmII段:考慮到聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定的距離，初選7208AC型角接球軸承，其內(nèi)

11、徑為40mm，寬度為18mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為23mm，則該段長43mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。故II段長：直徑：段直徑：過渡段由于對稱性及其配合關(guān)系，即 =16mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3。該段直徑應?。海?4+32）=50mm取軸環(huán)直徑=50mm. 長度=5mm齒輪直徑軸承直徑由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=230mm（3）按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知求轉(zhuǎn)矩：已知求圓周力Ft：求徑向力Fr兩軸承對稱(1)求支反力、 (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對

12、稱截面C在垂直面彎矩為 (3)截面C在水平面彎矩為 (4)計算合成彎矩 (5)計算當量彎矩：取=0.6 (6)校核危險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調(diào)質(zhì)處理，得，得許用彎曲應力，則： 因為5段的直徑都大于d，所以該軸是安全的。七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=46720小時1、計算輸入軸承 （1）已知=572.58r/min軸承徑向反力：初先軸承為角接觸球軸承7205AC型軸承內(nèi)部軸向力， 則 (2) ， 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端， (3)求系數(shù)x、y，根據(jù)課本表16-11 (4)計算當量載荷、： (5)計算所需的徑向基本額定動載荷值 故取P=

13、780.78N，角接觸球軸承=3根據(jù)課本表16-8、16-9 ， 取，根據(jù)手冊得7205AC型的=15800N21584.15N;,故角接觸球軸承7205AC型合適。2、計算輸出軸承 (1)已知=114.5r/min , 軸承徑向反力:試選7207AC型角接觸球軸承得,則 (2)計算軸向載荷、 ，任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷： (3)求系數(shù)x、y根據(jù)課本表 (4) 計算當量載荷、： (5)計算所需的徑向基本額定動載荷值 故取P=1061.29N，角接觸球軸承=3取，根據(jù)手冊得7208AC型的=35200N26584.42N;,故角接觸球軸承7208AC型合適。八、鍵

14、聯(lián)接的選擇及計算1、輸入軸與帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑,查手冊得，選用A型平鍵，得：鍵A 628 GB/T1096-2003 鍵校核,取 h=6mm得，故鍵合適。2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 T=159.31Nm查手冊P51 選A型平鍵鍵1218 GB/T1096-2003鍵校核，l=L1-b=18-12=6mm ，取 h=8mm，故鍵合適。3、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 T=159.31Nm查手冊P156 選用A型平鍵鍵校核，鍵863 GB1096-79l=L2-b=63-8=55mm h=8mm，故鍵合適。九、潤滑方式的確定因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。十、參考資料機械設計課程設計手冊(第二版)清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅圣國主編。機械設計課程設計（第四版）陸玉主編。機械課程設計（重慶大學出版社）周元康等主編。機械設計基礎(chǔ)（第五版）課本楊可楨 程光蘊 主編