減速器設計方案任務書(參考例題)

1、機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定 .2二、電動機的選擇 .2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 .4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 .5五、傳動零件的設計計算 .6六、軸的設計計算 12七、滾動軸承的選擇及校核計算 .19八、鍵聯(lián)接的選擇及計算 22設計題目： V 帶單級圓柱減速器機電系XX機電工程班設計者：XXX學號：XX號指導教師：XXX二OOX年XX月XX日計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動(1) 工作條件：使用年限 8年，工作為二班工作制， 載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=

2、500mm ;滾筒長度L=500mm。二、電動機選擇1、 電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：電機所需的工作功率：P 工作=FV/1000n 總F=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mmn 滾筒=76.4r/min n 總=0.8412P 工作=2.4KWP=1000 X 2/1000 X 0.8412 =2.4KW計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒=60X 1000V/ nD=60 X 1000 X 2.0/ nX 50=76.43r/mi n按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動電動機型號Y132S-6i 總=12.57據(jù)手冊得i齒輪=6i 帶=2.

3、095nI =960r/mi n nil =458.2r/m in n hi =76.4r/m inPi=2.4KW Pii=2.304KWPiii =2.168KWTi=23875N mmTii =48020N mm Tiii =271000N mm一級減速器傳動比范圍1=36 。取V帶傳動比 I 1=24，貝U總傳動比理時范圍為I =624 。故電動機 轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=I xn 筒=624) X76.43=4591834r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和 1500r/mi n 。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動 機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P

4、15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳 動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/mi n。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同 步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為 丫132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速 960r/min ，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、 總傳動比：i總=n 電動/n 筒=960/76.4=12.572、分配各級偉動比(1) 據(jù)指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6單級減速器i=36 合理)(2) T i總=i齒輪XI帶-i 帶=i 總/i 齒輪=12.57/6=2.09

5、5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速n iii =n II /i 齒輪 =458.2/6=76.4(r/mi n2、計算各軸的功率KWPI=P 工作=2.4KWPII =P I Xn 帶=2.4 x 0.96=2.304KWPiii =P ii Xn 軸 承 Xn 齒 輪=2.304 X 0.98 X0.96=2.168KW3、 計算各軸扭矩dmin=75dd2=n 1/n 2 dd1 =960/458.2X 100=209.5mm由課本 P74 表 5-4，取 dd2=200mm實際從動輪轉(zhuǎn)速 n2 =ndd1/d d2=960 X 100/200 =480r/mi n轉(zhuǎn)速誤差為：n

6、2-n2 /n=458.2-480/458.2 =-0.048帶速 V: V=nd d1n 1/60 X1000=nX 100 X 960/60 X 1000=5.03m/s在525m/s 范圍內(nèi)，帶速合適。(3)確定帶長和中心矩根據(jù)課本P84式 Wa 0 w 2(dd1 +d d2 0. 7(100+200 Wa 0 W 2 X (100+200所以有：210mWa 0w 600mm 由課本P84式+(d d2-d d1 /4a 0=2 X 500+1.57(100+200+(200-100 2/4 X500=1476mm根據(jù)課本P71表5-2 )取Ld=1400mm根據(jù)課本P84式驗算小帶

7、輪包角ai=180 -d d2-d di/a X57.3 0=180 -200-100/462 X57.3 0=180 -12.4 0=167.6 120 0 適用)5 )確定帶的根數(shù)根據(jù)課本 P78 表5-5 ) P1=0.95KW根據(jù)課本 P79 表5-6 ) P1=0.11KW根據(jù)課本P81表5-7 ) Ka =0.96根據(jù)課本P81表5-8)Kl=0.96由課本P83式KaK l=3.9/(0.95+0.11X0.96 X0.96=3.99(6計算軸上壓力由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m ，由式5-18 ) 單根V帶的初拉力：F=500P c/ZV+0.1 X 5.03 2N

8、=158.01N則作用在軸承的壓力Fq,由課本P87式5-19 )Fq=2ZF 0sin a/2=2 X 4 X158.01sin167.6/2 =1256.7N2、齒輪傳動的設計計算1 )選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪米用軟齒面。小齒輪 選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 220HBS ;根據(jù)課本P139 表6-12選7級精度。齒面精糙度 Ra 按齒面接觸疲勞強度設計由 d1 76.43(kT 1(u+1/ du甲21/3 由式6-15 )確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1 =20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=i

9、Z 1=6 X 20=120實際傳動比10=120/2=60傳動比誤差：i-i0/l=6-6/6=0%轉(zhuǎn)矩T1=9.55 X 106 XP/n 1=9.55 X 106 X2.4/458.2 =50021.8N mmFq =1256.7Ni齒=6Z1=20Z2=120 u=6T1=50021.8N mmaHlimZ1 =570Mpa aHlimZ2 =350MpaNL1=1.28 X 109Nl2=2.14 X 108Znt1 =0.92Znt2 =0.98( 1=524.4Mpach 2=343Mpad1=48.97mm m=2.5mm(4載荷系數(shù)k 由課本P128表6-7取k=1 (5許用

10、接觸應力切ch= cHlim Znt/SH 由課本 P134 圖 6-33 查得： oHiimzi =570MpadiimZ2 =350Mpa由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NlNl1 =60n1rth=60 X 458.2 X1 X(16 X365 X 8 =1.28 X 10998Nl2=N L1/i=1.28 X109/6=2.14 X108 由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：Znt1 =0.92 Z =0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系 數(shù) Sh=1.0c 1 = oHiim1 Znt1 /S h =570 X 0.92/1.0Mpa =5

11、24.4Mpac 2 = cHiim2 Znt2/S h=350 X 0.98/1.0Mpa =343Mpa故得：d 176.43(kT 1 (u+1/ du oh2 1/3=76.431 X50021.8 X (6+1/0.9 X 6 X34321/3 m m=48.97mm 模數(shù)：m=d 1 /Z 1 =48.97/20=2.45mm 根據(jù)課本P107表6-1取標準模數(shù)：m=2.5mm(6校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)課本P132Y FaYsa 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z 2=120由表6-9相得YFa1 =2.80 Y Sa1=1.55 YFa2=2.14 Y

12、 Sa2=1.83 (8許用彎曲應力of 根據(jù)課本P1366-53)式：cF= cFlim YSTYNT/S F 由課本圖6-35C查得：0Fiim1 =290Mpao Fiim2 =210Mpa由圖 6-36 查得：Ynt1=0.88 Y nt2 =0.9實驗齒輪的應力修正系數(shù) Yst=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)Sf=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力1 = (0Fiim1 YstYnT1 /S F=290 Xd1=50mm d2=300mm b=45mmb1=50mmYFa1=2.80Ysa1=1.55YFa2=2.14Ysa2=1.830Fiim1 =290Mpa oFiim2 =210

13、MpaYnt1 =0.88Ynt2=0.9Yst=2Sf=1.250F1 =77.2Mpa oF2=11.6Mpaa =175mmV =1.2m/sd=22mm=408.32Mpae2=cFiim2 YstYnt2/Sf =210 X 2 X0.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式Y(jié) Fa1 Ysa1=(2 X 1 X50021.8/45 X2.5 2 X20 X2.80 X1.55Mpa=77.2MpaY Fa1 Ysa1=(2 X 1 X50021.8/45 X2.5 2 X120X2.14 X1.83Mpa=11 6Mpa計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z 2

14、=2.5/2(20+120=175mm(10計算齒輪的圓周速度VV=nd 1 n60 X 1000=3.14 X 50 X458.2/60 X1000 =1.2m/s六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)課本P235V10-2 )式，并查表10-2，取c=115d 115 (2.304/458.21/3 mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7 X (1+5%mm=20.69選 d=22mm2、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

15、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， 則采用過渡配合固定2 )確定軸各段直徑和長度工段：d1=22mm長度取L1=50mm/ h=2c c=1.5mmII 段:d 2=d 1+2h=22+2 X 2 X1.5=28mm d2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.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，并考慮聯(lián)軸器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d1=22mm L1=50mmd2=28mmL2=93mm

16、d3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436N Fr=364.1NFay =182.05NFby =182.05NFaz =500.2NMC1 =9.1N -m轂寬度小2mm,故II段長：L2=2+20+16+55） =93mmIII 段直徑 d3=35mmL3=L 1 -L=50-2=48mmW段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2 x 1.5=3mm d4=d 3+2h=35+2 x 3=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm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

17、裝尺寸h=3.該段直徑應?。喊磸澗貜秃蠌姸扔嬎?求分度圓直徑：已知 d1 =50mm 求轉(zhuǎn)矩：已知 T2=50021.8N mm 求圓周力：Ft根據(jù)課本P127V6-34）式得Ft=2T 2/d 2=50021.8/50=1000.436N 求徑向力Fr根據(jù)課本P127V6-35）式得Fr=Ft tan a =1000.436 x tan2=364.1N 因為該軸兩軸承對稱，所以：La=L B=50mm（1繪制軸受力簡圖 如圖a）2 ）繪制垂直面彎矩圖 繪制水平面彎矩圖 女口圖 c ）MC2=25N mMc =26.6N-mT=48N mMec =99.6N-mer e =14.5MPae-1

18、 bd=35mmFt =1806.7NFax=F by =328.6NFaz=F bz =903.35NMC1 =16.1N - mMc2=44.26N - mMc =47.1N-mMec =275.06N me e =1.36Mpa繪制合彎矩圖 =（9.1 2+25 2=26.6N -m（5繪制扭矩圖 如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55X 繪制當量彎矩圖 21/2=26.6 2+（1 X48 21/2 =54.88N -m（7校核危險截面C的強度由式6-3 ）（T e=Mec/0.1d 33=99.6/0.1X41 3=14.5MPa er -1 b=60MPa該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭

19、矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度217255HBS)根據(jù)課本P235頁式10-2 )，表 c(P3/n 3 1/3 =115(2.168/76.41/3 =35.08mm取 d=35mm2、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。按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知d2=300mm 求轉(zhuǎn)矩：已知T3=271N m 求圓周力Ft

20、 :根據(jù)課本P1276-34)式得Ft=2T 3/d2=2 X 271 X 10 3/300=1806.7N 求徑向力Fr根據(jù)課本P127 求支反力 Fax、Fby、Faz、FbzFax=F BY=Fr/2=657.2/2=328.6NFaz=F bz=F2=1806.7/2=903.35N(2由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為MC1 =F ayL/2=328.6 X 49=16.1N - m(3截面C在水平面彎矩為Mc2=F azL/2=903.35 X 49=44.26N m(4計算合成彎矩Mc=M C12 +M C22) 1/2=計算當量彎矩：根據(jù)課本 P235得a

21、=1Mec=M c2+( a T21/2 =47.1 2+(1 X 271 21/2 =275.06N m(6校核危險截面C的強度由式10-3 )(T e=Mec/Fs1=F S2=315.1NX1=1 y 1=0 X2 = 1 y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h預期壽命足夠Fr =903.35NFs1=569.1NX1=1 y 1=0 X2 = 1 y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h 故軸承合格A型平鍵8 X7op=29.68MpaA型平鍵10 X 8op=101.87MpaA型平鍵16 X 10op =60.3Mpa=1.3

22、6Mpa（T _ib=60Mpa此軸強度足夠七、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16 X365 X 8=48720 小時1、計算輸入軸承1 ）已知 n n =458.2r/min 兩軸承徑向反力：Fri =F r2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型 根據(jù)課本P265- FS1 +Fa=F S2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1 =F S1 =315.1N F a2=F s2=315.1N（3求系數(shù)x、yFa1 /F R1 =315.1N/500.2N=0.63Fa2/F R2 =315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本P263表1

23、1-8 ）得e=0.68Fa1 /F R1 e x 1 =1 F a2/F R2計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本P263表11-9 ）取f p=1.5根據(jù)課本P262=1.5 X （1 X500.2+0=750.3NP2=f p（x2FR1+y 2Fa2=1.5 X （1 X500.2+0=750.3N （5軸承壽命計算 P1 =P 2 故取 P=750.3N角接觸球軸承 =3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000N 由課本P264 =16670/458.2 X （1 X23000/750.33=1047500h48720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承（1 已知 n m=76.4r/minFa=0 F r=F az=903.35N 試選7207AC型角接觸球軸承 根據(jù)課本 P265 表計算軸向載荷Fa1、Fa2Fs1 +Fa=FFa=0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：Fai=F a2=F si=569.1N （3求系數(shù)x、yFai /F ri =569.1/90