機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計單級直齒圓柱齒輪減速器

1、機(jī)械設(shè)計課 程 設(shè) 計 說 明 書設(shè)計題目： 單級直齒圓柱齒輪減速器 系 （部）： 物理科學(xué)與技術(shù)學(xué)院專 業(yè)： 熱能與動力工程年 級： 09級學(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 日 期： 2011-12- 20 機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書u 一、傳動方案擬定.3u 二、電動機(jī)的選擇.3u 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.5u 四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算.5u 五、傳動零件的設(shè)計計算.6u 六、軸的設(shè)計計算.12u 七、滾動軸承的選擇及校核計算.20u 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.21計算過程及計算說明一、 傳動方案擬定設(shè)計一臺帶式運(yùn)輸機(jī)中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10

2、年，工作為單班工作制。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力f=4000n；帶速v=0.75m/s；滾筒直徑d=300mm?？傮w設(shè)計示意圖所下：二、電動機(jī)選擇1、電動機(jī)類型的選擇： y系列三相異步電動機(jī)2、電動機(jī)功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶×3軸承×齒輪×聯(lián)軸器×鏈×滾筒 =0.95×0.9853×0.97×0.99×0.96×0.96=0.8243(2)電機(jī)所需的工作功率：p電機(jī)=fv/（1000總）=4000×0.75/1000×0.805=3.7337kw3、確定電動

3、機(jī)轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000v/d=60×1000×0.75/×300=47.746r/min 按推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，鏈傳動比i2=26，則總傳動比理時范圍為ia=12144。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=ia×n筒=（12144）×47.77=573.246878.88r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、1500和3000r/min選擇電動機(jī)型號為y132m-6，具體參數(shù)：額定功率po=4kw；同步轉(zhuǎn)速1000r/min；滿載轉(zhuǎn)

4、速no=960r/min三、計算總傳動比及分配各級的傳動比分配各級傳動比 選擇 i帶=2.5i鏈=3.45總傳動比i總 =no/n筒=960/47.77=20.01 計算i鏈=i總 /i齒輪 /i帶= 2.32滿足允許的誤差要求。四、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n電機(jī)=960r/minn= n電機(jī)/i帶=384(r/min)n=n/i齒輪=111.3(r/min)n=n/i鏈=47.98(r/min)2、 計算各軸的功率（kw）p電機(jī)=3.7337kwp=p電機(jī)×軸承×帶=3.4938kwp= p×軸承×齒輪=3.3382kwp=

5、 p×2軸承×齒輪×鏈=3.2566kw3、 計算各軸扭矩（n·mm）ti=9550pi/ni=87.96n·mtii=9550pii/nii =283.15n·mtiii=9550piii/niii =656.84n·m五、傳動零件的設(shè)計計算1.帶傳動的設(shè)計及校核1.1計算功率工況系數(shù)ka=1(表13-8)1.2選取普通v帶根據(jù)pc和no根據(jù)表13-15可用a型帶，小帶輪直徑為112mm140mm，考慮帶速,現(xiàn)取d1=130mm1.3實(shí)際傳動比1.4帶速符合要求。1.5中心距初步選取a0實(shí)際取值為650mm。查表13-2，

6、基準(zhǔn)長度ld=2500，實(shí)際中心距為1.6 小帶輪包角符合要求。1.7 v帶根數(shù)計算由n1、d1查表13-3得到p0=1.4kw由i查表13-5得到p0=0.11kw由查表13-7，k=0.97由ld查表13-3，kl =1.09則應(yīng)取3根。1.8軸上壓力查表13-1，a型帶q=0.1kg/m，單根v帶的初拉力作用在軸上的壓力2.變速箱齒輪設(shè)計及校核2.1材料選擇齒輪均采用45鋼表面淬火處理，硬度4050hbs，；查表11-5知安全系數(shù)sh=1.3，sf=1.52.2由齒面接觸強(qiáng)度計算尺寸精度暫取為9級，根據(jù)表11-3載荷系數(shù)k=1.2許用應(yīng)力查表11-4，ze=188；對于標(biāo)準(zhǔn)齒輪zh=2.

7、5小齒輪直徑d1根據(jù)表4-1選取模數(shù)m=2選取齒數(shù)為實(shí)際傳動比實(shí)際齒輪直徑中心距查表11-6，齒寬系數(shù)=0.82.3校核齒輪彎曲強(qiáng)度由圖11-8和11-9得到齒型系數(shù)yfa1=2.8；ysa1=1.58yfa2=2.25；ysa2=1.77齒面危險截面彎曲應(yīng)力<<2.4齒輪圓周速度1.01m/s<2m/s用9級精度設(shè)計制造是合適的。3.鏈傳動設(shè)計及校核3.1鏈輪齒數(shù)傳動比為i鏈=2.32，由表13-12選取z1=27，取z2=69，實(shí)際傳動比誤差在允許范圍內(nèi)。3.2鏈條節(jié)數(shù)取中心距a0=40p 3.3計算功率由表13-15查得工況系數(shù)ka=1.0得到計算功率 pc=ka

8、83;p=3.34kw3.4鏈條選取由n1和po查圖13-33得單根鏈條km=1查圖13-33在該工作點(diǎn)處應(yīng)選取鏈型號為12a，節(jié)距p=19.05mm。3.5中心距 a=a0=40p=762mm 3.6鏈條速度符合速度要求，無須驗(yàn)算靜力強(qiáng)度。 3.7軸上壓力確定 3.8鏈輪尺寸分度圓直徑4.最終實(shí)際傳動比總傳動比 工作機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速 滿足允許的誤差要求。六、軸的設(shè)計計算1.計算軸的最小直徑查表11.3,取:軸:軸:軸:考慮有鍵槽,將直徑增大.2.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選材45鋼,調(diào)質(zhì)處理.由表14.1,查得.由表14.3查得.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩由表10.1,查得按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查表8-

9、7,選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:型聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩為:半聯(lián)軸器的孔徑:,故取:.半聯(lián)軸器長度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:.2.1軸上零件的定位,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.齒輪左面由套筒定位,右面由軸肩定位,聯(lián)接以平鍵作為過渡配合固定,兩軸承均以軸肩定位.2.2確定軸各段直徑和長度2.2.1段:為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,軸段右端需制出一軸肩,故取段的直徑,左端用軸端擋圈定位,查手冊表按軸端去擋圈直徑,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度:,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故段的長度應(yīng)比略短,取:.2.2.2 初步選擇滾動軸承,因軸承同時受

10、有徑向力和軸向力的作用 ,故選用蛋列圓錐滾子軸承,參照工作要求并根據(jù):.由表選取型軸承,尺寸:，軸肩故左端滾動軸承采用縐件進(jìn)行軸向定位,右端滾動軸承采用套筒定位.2.2.3取安裝齒輪處軸段的直徑：，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短與輪轂寬度,故?。?齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度,取則軸環(huán)處的直徑軸環(huán)寬度取即軸肩處軸徑小于軸承內(nèi)圈外徑,便于拆卸軸承。2.2.4軸承端蓋的總寬度為：,?。?2.2.5取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為:.,.至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.2.3 軸上零件的周向定位齒輪,半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)

11、接按查手冊表4-1,得:平鍵截面b×h=18×11鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為:.為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配合為;,半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接,選用平鍵為: ,半聯(lián)軸器與軸的配合為:.滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為:.2.4確定軸上圓角和倒角尺寸,參照課本表11.2,取軸端倒角為:,各軸肩處圓角半徑:段左端取,其余取,處軸肩定位軸承,軸承圓角半徑應(yīng)大于過渡圓角半徑,由手冊,故取段為.2.5求軸上的載荷在確定軸承的支點(diǎn)位置時,查手冊表6-7,軸承型,取因此,作為簡支梁的軸的支撐跨距,據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖,扭矩圖

12、和計算彎矩圖,可看出截面處計算彎矩最大 ,是軸的危險截面.2.6按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度.2.6.1作用在齒輪上的力因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為，.2.6.2求作用于軸上的支反力水平面內(nèi)支反力垂直面內(nèi)支反力2.6.3作出彎矩圖分別計算水平面和垂直面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎矩.由計算總彎矩2.6.4作出扭矩圖.2.6.5作出計算彎矩圖.2.6.6 校核軸的強(qiáng)度對軸上承受最大計算彎矩的截面的強(qiáng)度進(jìn)行校核.,由表11.5,由表4-1,取,計算得:,得故安全.2.7 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度校核該軸截面左右兩側(cè).2.7.1截面右側(cè):由課本表11.5,得:抗彎截面模量,抗扭截面模量,截面右側(cè)的彎矩,截面世上的扭

13、矩,截面上的彎曲應(yīng)力,截面上行的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力.截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及,由圖1.15,查得:得:由圖1.16,查得:材料的敏性系數(shù)為:故有效應(yīng)力集中系數(shù)為:由圖1.17,取:尺寸系數(shù);扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù):.按磨削加工,由圖1.19,取表面狀態(tài)系數(shù):.軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理,即:.計算綜合系數(shù)值為:.取材料特性系數(shù):.計算安全系數(shù):由式,得,.由表11.6,取疲勞強(qiáng)度的許用安全系數(shù):.故可知其安全.2.7.2截面左側(cè)抗彎截面模量.抗扭截面模量.彎矩及彎曲應(yīng)力,扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,過盈配合處的值:,由,得:.軸按磨削加工,由圖1.19,取表面狀態(tài)系數(shù)為:.故得綜合系數(shù),.所以在截面右側(cè)的安全系數(shù)

14、,.故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的. 3.確定輸入軸的各段直徑和長度七、滾動軸承的選擇及校核計算1.軸承的選擇：軸承1：單列圓錐滾子軸承30211（gb/t 297-1994）軸承2：單列圓錐滾子軸承30207（gb/t 297-1994）2.校核軸承：圓錐滾子軸承30211，查手冊：由表8.6，取由表8.5查得：單列圓錐滾子軸承時的值為：.由表8.7得：軸承的派生軸向力.因，故1為松邊，作用在軸承上的總的軸向力.查表6-7，得:30211型,.由表8.5，查得：,得.計算當(dāng)量動載荷,.計算軸承壽命取. 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸入軸：鍵， ，型.2.大齒輪：鍵， ，型.3.輸出軸：鍵

15、， ，型.查表3.1， ,式3.1得強(qiáng)度條件:.校核鍵1：;鍵2：;鍵3：.所有鍵均符合要求。f=4000nv=0.75m/sd=300mm總=0.8243p電機(jī)=3.7337kwn筒=47.746r/min電動機(jī)型號y132m-6i帶=2.5i齒輪=3.45i鏈=2.32n電機(jī)=960r/minn=384r/minn=111.3r/minn=47.98r/minpi=3.4938kwpii=3.333kwpiii=3.257kwti=87.96n·mtii=283.15n·mtiii=656.84n·md1=130mmv=6.53m/sld=2500a=735m

16、mf0=154.43nfq=920.33nsh=1.3sf=1.5m=2yfa1=2.8ysa1=1.58yfa2=2.25ysa2=1.771.01m/s<2m/sz1=27z2=69.3i=2.56a=a0=762mmv=0.95m/sfq=4219nd1=50.9mmd2=118.1mmdmin=43.26mmd1=45mml=112mml1=84mma=10mmd2=341.98mmt2=524.9n.mft=3070nfr=1137nfa=585nrh1=1583nrh2=1487nrv1=-450nrv2=1587nmh=73068n.mmmv2=78557n.mmmv1=-20961n.mmm1=76534n.mmm2=107654n.mmw=16637.5