單級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置專業(yè)0班設計者：指導老師：2009年12月27日專業(yè)課設計課程設計說明書一、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，有輕微振動，小批量生產，使用年限6年。4,原始數(shù)據(jù)1 .輸送帶牽引力F=1100N2 .輸送帶線速度V=1.5m/s3 .鼓輪直徑D

2、=250mm二、電動機選擇4 、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，封閉式結構，電壓為380V,Y型。2、計算電機的容量Pd:電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：a3n=nxnxnxnxna123453=0.950.990.970.990.96=0.85式中：?帶傳動效率：0.95;“2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：0.99,5一卷筒的傳動效率：0.96已知運輸帶的速度v=0.95m/s:p/RkwaPwFv1000wkw所以：PdFv100011001.510000.850.96=2.03kw從表22-1中可選

3、額定功率為3kw的電動機3、確定電機轉速：省份的好、古4601000v6010001.5卷間的轉速為：n=114.65r/min二D3.14250按表14-8推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比卜=24單級圓柱齒輪減速器傳動比i2=46,則從電動機到卷軸筒的總傳動比合理范圍為：i=824故電動機轉速可選的范圍為:nJn=(824)114.65=9172752r/min符合這一范圍的轉速有：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(Kvy轉速(r/

4、min)堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y100L2-4314202.22.2額定功率kW滿載轉速KHDADEFGHLAB31420122451602860824100380205三、計算總傳動比及分配各級的傳動比:總傳動比：總n卷筒1420114.65:12.39分配傳動比：取一級斜齒圓柱齒輪的傳動比：.=5,則一V帶的傳動比:12.39i0二丁Z85四、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，刈0Pi2n23n34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軸:一no1 、各軸轉速:1420572.58r/mIn2.485

5、72.585=114.5r/mln.n12 軸n2；11卷筒軸：n3=n2=114.5r/mln3 、各軸輸入功率，輸出功率：輸入功率：1軸：2.030.95=1.93kw1d01d12軸：p2=p112=P123=1.930.990.97=1.91KW卷筒軸：p=p9=pq=1.910.990.99=1.87KWP3P234P324輸出功率：1軸：P1=p"2=1.93乂0.99=1.91KW'2軸：P2=p2”2=1.9r0.99=1.89KW卷筒軸：p3=p32=L870.99=1.85KW2.03M=9550=13.65N*m14203各軸輸入轉矩，輸出轉矩:1.93

6、.=32.19N*m572.58電動機的輸出轉矩：Td=9550MPdn。1軸輸入轉矩：T1=9550父P1=9550父ni2軸輸入轉矩：T2=9550mR=9550m91=159.31N*m12n2114.5卷筒軸輸入轉矩：T4=9550P3=9550287=155.97N*m14n3114.5輸出轉矩分別為輸入轉矩乘以軸承效率0.99。運動和動力參數(shù)計算結果如下軸名功率p(Kvy轉矩t(N*m轉速(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1.911.89159.31157.72

7、114.51.000.98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帶型號kA=1.2Pc=KP=1.2X3=3.6KW根據(jù)PC=3.6KWno=1420r/min,選擇A型V帶，W&=90mm。大輪的基準直徑：d2=i0xj1x(1-£)=2.48x90x0.98=218.7。取d2=224mm。名為帶傳動的彈性滑動”0.010.02。(2)驗算帶速：V=上巫丘=31”毀士型=6.69m/s<25m/s帶速合60100060000適。(3)確定V帶基準長度L和中心距a0:根據(jù)：0.7(d1d2)a02(d

8、1d2)可得an應在219.8628mm之間，初選中心距On=600mma0a0帶長：2,_2(d2-d1)L02a。2(d1d2)42 4aO2(224-90)=2600-(22490)A-=1700mm24600取Ld=1800mmo計算實際中心距:a：?aa。|d-|o1800-1700+J1=600+=650mm。(4)驗算小帶輪包角久：650a=180=d2d1父57.3=180°224-90父57.3'=168.20©a120。合適。(5)求V帶根數(shù)Z:Pc(p°P0)KK今C=1420r/min,d1=90mm,得:P0=1.07kw傳動比：

9、224=2.5d1(1-)90(1-0.02)P0=0.17kw由a1二化2。15查表得Kg=0.98,查表得：Kl=1.01,由此可得:Pc3.6(p°P0)KKl(1.070.17)0.981.012.93取Z=3根。(6)求作用在帶輪軸上的壓力Fq：查表得q=0.10kg/m,故得單根V帶的初拉力：500Pc2.525003.62.52F0=Pc(-1)qv二(-1)0.10669.43.49NF0zvKv36.690.986.69作用在軸上壓力:168.2FQ=2zf0sin了=23143.49sin=856.38N。(7)確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d=

10、90mmi用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=224mm采用腹板式結構，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，轉速不高，小齒輪用40Cr調質，齒面硬度217286HBS,0Hlim1=650750MPa,仃FE1=560620MPa大齒輪用45鋼調質，齒面硬度197286HRC，仃川而2=550620Mpa，仃FE2=410480Mpa。取SF=1.25,SH=1.0;取Zh=2.5，Ze=189.8；二F1二二FE1600于一記=480MPa二F2二FE24501.25=360MPa二H/=70°=700MPaH1Sh1二H2二Lm

11、J=_6°°=600MPaSh1(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)Gd=0.8,小齒輪上的轉矩:4.=3.2210N*mm6P1.939.559550000-1110nl572.58大齒輪上的轉矩：=9.55106鼻=9550000991=15.93104N*mmn2114.5初選螺旋角一：=15°齒數(shù)：取Z1=22,則z2=5m22=110t,一，22110齒形系數(shù)：Zv1=-L=24.12，Zv2=L=122.061515cos15cos15查圖11-8得YFa1=2.73,YFa2=2.22。由圖11-9得YSa1=1

12、.58,Ysa2=1.81。asa2YFa1Ysa12.731.5801=0.0089!-F11480YFa2Ysa2一匚:2.221.81=0.0112,360故應該對大齒輪進行彎曲強度計算。小齒輪法向模數(shù):mn2KT-YFa1YSH2與FTcos421.23.22220.0089COS15,=1.18mm0.822由表4-1取pm=1.25mm。中心距:amnZ1Z2a2COS'-1.25(22110):85.4mm2COS15取a=90mm確定螺旋角：一：二accosmn(Z1zzlarccos12522110=2333'2a290齒輪分度圓直徑d1mZi1.2522=&

13、quot;la=30mmcos:cos2333'd2mnZ2cos:1.25110cos2333=150.11mm齒寬b=：di=0830=24mm取b2=25mm,3=30mm(3)驗算齒面接觸強度：二H=ZeZhZ21.215.931043.4824.02150.1122.482Kt2u-1-：12*=189.82.5cos2333'bd2=452.09MPa<600MPa安全。dino3.14301420vn=2.23m/s60100060000故選8級制造精度是合宜的。(5)設計小結：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

14、P0()23©33'齒數(shù)z22110分度圓直徑d1mm30150.11材料及齒面硬度40Cr217286HBS45鋼197286HRC六、軸的設計計算輸入軸設計：1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼調質處理，硬度217286HBs查課本第245頁表14-2取"=35MpaC=110。d2C3：回=110y口=16.49mm,考慮有鍵梢，將直徑n572.58增大5%貝Ud=16.49X(1+5%)mm=17.32.選d=18mm2、齒輪軸的結構設計(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，

15、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：&=18mm長度取L1=40mmh=2cc=1.5mmII段：d2=d1+2h=18+2x2Ml.5=24mm初選用7205AC型角接觸球軸承，查指導書表可知其內徑為25mm寬度為15mm考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。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：|_2=2201555=92mmIII段直徑：d3=25mm小齒輪直徑d=d2hm-3

16、0211.5-33mmaa小齒輪寬度加退刀梢L3=3010=40mm取過渡段直徑d4=30mm,L4=20mm取軸承直徑d5=25mmL5=16mm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d30mm求轉矩：已知-32.19N*求圓周力：ptF"2T1di23219030=2146N求徑向力Fr0Fr-pttan=2146tan2。=780.78N作用在軸1帶輪上的外力：F=Fq=856.38N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=85mm(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：FAy=FBy780.78

17、2-390.39NFt2146Faz=Fbz=2=2=1073N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Mc1FAyL390.390.0852=16.6N*m(3)繪制水平面彎矩圖(如圖C)截面C在水平面上彎矩為:Mc2FazL10730.085=45.60Nm(4)繪制合彎矩圖(如圖d)Mc=(mCi+MC2心=(16.62+45.602%=48.53N*m(5)繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：T=32.19N*m(6)繪制當量彎矩圖(如圖f)轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取=1,截面C處的當量彎矩:MeMCT2'248.530.632.19訃=52.23N*m(7)校核危

18、險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調質處理，%=650MPa,得許用彎曲應力be】=60MPa,則：d3Mec.=352230=20.57mm'0.1kJ0.160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號鋼調質處理，硬度217255HBs2取U=35Mpac=ii5。得：d>C3l=115x3|:91=29.38mm,故取d=30mm.n,114.52、軸的結構設計(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

19、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)軸器所需的轉矩：=KaT查課本291表17-1取心=1.5,Tc=KAT=1.5M155.97=233.96N*m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d=30mm,查表長度取L=82mmh=2cc=1.5mmII段：d2=&+2h=30+2M21.5=36mm考慮到聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定的距離，L2=55初選7208AC型角接球軸承，其內徑為40mm寬度為18mm考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內

20、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：HI直徑：d3=40mmL3=20mmIV段直徑：d，=d54=44mm過渡段由于對稱性及其配合關系，即L4=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?。?44+3X2)=50mm取軸環(huán)直徑d5=50mm.長度L5=5mm齒輪直徑d6=44軸承直徑d7=d3=40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d2=150.11mm求轉矩：已知T2=159.31N*m求圓周力Ft:Ft2T22

21、1593102=2122.58Nd2150.11求徑向力Fr0Fr=FtMtana=2122.58xtan20=770.50N;兩軸承對稱La=Lb=85mm求支反力Fax、Fby、FAZ、FBZFAX=FBy=艮=77050=385.25NFt2122.58Faz=Fbz=Fj=2=1061.29N(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MciFaxL385.250.0852一2=16.37N*m(3)截面C在水平面彎矩為FAZL21061.290.0852=45.10N*m(4)計算合成彎矩MC=(MCi+MC2a=(16.372+45.102,=47.98N*m(5)計

22、算當量彎矩：取=0.6M“=MC+3T)2r2=47.982+(06159.31)*=106.84N*m(6)校核危險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調質處理，得腥=650Mpa,得許用彎曲應力G也】=60MPa,則：M“-310684=12.12mm0.11bl0.160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16X365X8=46720小時1、計算輸入軸承(1)已知n1=572.58r/min軸承徑向反力：Fr=780.78N初先軸承為角接觸球軸承7205AC®軸承內部軸向力Fs=0.68Fr,貝UFs1=Fs2=0.68F

23、r=0.68父780.78=530.93N(2) Fs1+FA=Fs2，F(xiàn)a=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端，F(xiàn)ai=Fs1=530.93NFa2=Fs2=530.93N求系數(shù)x、y,&=J=0.68<eF1F2根據(jù)課本表16-11Xi"：1丫1=丫2=0(4)計算當量載荷p1、p2：PLXFr1丫1A11p2=X2Fr2丫2FA2=1780.78=780.78N(5)計算所需的徑向基本額定動載荷值;p1=p2故取P=780.78N,角接觸球軸承£=3根據(jù)課本表16-8、16-9,取。=1,fp=L5fpp60nft1061.K780.78'

24、60M572.58，106.46720=10055.86N根據(jù)手冊得7205A理的cr=15800N>21584.15N；c0r=9880N,故角接觸球軸承7205A牌合適2、計算輸出軸承(1)已知n2=114.5r/min,軸承徑向反力：Fr=Faz"061.29N試選7207A凝角接觸球軸承得Fs=0.68Fr，則F,1-=0.68f=0.681061.29=721.68NssI計算軸向載荷fA1、fA2Fs1+Fa=Fs2，F(xiàn)a=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：FA1=FA1=Fs1=721.68NAIAIsI(3)求系數(shù)x、y&二E=0.68MeFr1Fr2根據(jù)課本表X1=X2=1丫1=Y2=0計算當量載荷p1、p2：P1=X1Fr1Y1FA1=11061.29=1061.29Np2=X2Fr2Y2FA2=11061.29=1061.29