單級斜齒減速器說明書課程設計

1、機械設計課程設計說明書TOCo1-5hz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18八、鍵聯(lián)接的選擇及計算22九、設計小結23十、參考資料目錄23計算過程及計算說明F=2000N一、傳動方案擬定V=1.8m/s第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動D=320mm(1)工作條件：使用年限8年，工作為單班工作L=500mm制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。n滾筒(2)原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2000N;帶速=76.4r/minV=1.8m/s;n總=0.8412滾

2、筒直徑D=320mm;滾筒長度L=500mm。P工作二、電動機選擇=2.4KW1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機電動機型號2、電動機功率選擇：Y132M-4(1)傳動裝置的總功率：i總=12.572n總=n帶Xq軸承齒輪聯(lián)軸器xn滾筒據(jù)手冊得=0.96X0.982X0.97X0.99X0.96i齒輪=6=0.885i帶=2.095(2)電機所需的工作功率：niP工作=FV/1000n總=1440r/min=2000X1.8/1000X0.94nii=642.86r/=3.83KWmin3、確定電動機轉速：niii=53.57r/計算滾筒工作轉速：minn筒=60X1000V/nDPi=

3、5.23KW=60X1000X1.8/nX320Pii=5.02KW=107.05r/minPiii=4.87K按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱W齒輪傳動一級減速器傳動比范圍1=36。取V帶To=36.48N傳動比1；=24，則總傳動比理時范圍為1=620。mm故電動機轉速的可選范圍為n=|xn筒=(620)X107.05=642.32141r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和Ti=34.69NmmTii=74.575Nmm1500r/min。Tm=868.18根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有一種適用Nmm的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書dd2=209.

4、5mP15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/min。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速，選定電動機型號為Y132M-4。其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉速1440r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=門電動/n筒=1440/107.05=13.452、分配各級傳動比（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）i總=i齒輪xI帶i帶=i總/i齒輪=13.45/6=2.24四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/m

5、in）ni=n電機=1440r/minnII=nMi帶=1440/2.24=642.86（r/min）nIII=nII/i齒輪=321.43/6=53.57（r/min）2、計算各軸的功率（KW）m取標準值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mmdmin=75dd2=ni/n2ddi=960/458.2xl00=209.5mm由課本P74表5-4,取dd2=200mm實際從動輪轉速n2=iddi/dd2=960 x100/200=480r/min轉速誤差為：n2-n2/F458.2-480/458.2二0.048120(適用)m(5)確定帶的根數(shù)MC2=25N-m根

6、據(jù)課本Pi=0.95KWPi=0.11KWMcKa=0.96Kl=0.96=26.6Nm得T=48NmZ=Pc/P=P+PJKaKlMec=3.9/(0.95+0.11)x0.96x0.96=99.6Nm=3.99(Te(6)計算軸上壓力=14.5MPa由課本表查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉(T-1b力：d=35mm2Fo=500Pc/ZV(2.5/Ka-1)+qV2Ft=1806.7N=500 x3.9/4x5.03x(2.5/0.96-1)+0.1x5.032NFax=Fby=328.6N=158.01NFaz=Fbz=903.35N則作用在軸承的壓力Fq,Mc1=16.1NFq=

7、2ZFoSinai/2=2x4xm=1256.7NMc2=44.26Nm2、齒輪傳動的設計計算Me(1)選擇齒輪材料及精度等級=47.1Nm考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪米用軟齒Mec=275.06Nm面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為(Te240260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度=1.36Mpa220HBS;根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度Ra76.43(k(u+1)/du彷h2)1/3Fs1=Fs2=315.1N由式(6-15)X1=1確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6y1=0取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：X2=1Z2=iZ1=6x20=120y2=0實際傳動比lo=1

8、20/2=60P1=750.3N傳動比誤差：i-i0/1=6-6/6=0%2.5%可用P2=750.3N齒數(shù)比：u=i0=6LH=1047500h預期壽命足由表取d=0.9夠匚l轉矩T1FrT=9.55x106xP/n1=9.55x106x2.4/458.2=903.35NFs1=569.1N=50021.8Nmm載荷系數(shù)k取k=1許用接觸應力(ThTh=THlimZNT/SH由課本查得：THlimZI=570MpaTHlimZ2=350Mpa由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)NlNL1=60n1rth=60 x458.2x1x(16x365x8)=1.28x10998Nl2=Nl/=1

9、.28x109/6=2.14x108由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：Znt1=0.92Znt2=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=1.0th1=tHlim1ZntSh=570 x0.92/1.0Mpa=524.4MpaTH】2=THlim2ZnT2/Sh=350 x0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：21/3d76.43(k(u+1)/duth)=76.431x50021.8x(6+1)/0.9x6x34321/3mm=48.97mm模數(shù)：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mmX1=1y1=0X2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh=24

10、88378.6h故軸承合格A型平鍵8x7Tp=29.68MpaA型平鍵10 x8Tp=101.87MpaA型平鍵16x10Tp=60.3Mpa根據(jù)課本表取標準模數(shù)：m=2.5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度(TF=(2kTi/bm2Zi)YfaYsa彷h確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=2.5x20mm=50mmd2=mZ2=2.5x120mm=300mm齒寬：b=ddi=0.9x50mm=45mm取b=45mmb1=50mm齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Zi=20,Z2=120由表6-9相得Fa1=2.80YSa1=1.55Fa2=2.14YSa2=1.83(8)許用彎曲

11、應力(TfTf=TFlimYSTYNt/Sf由設計手冊查得：tFiimi=290MpatFiim2=210Mpanti=0.88Ynt2=0.9試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tf1=tFiimi丫stYnti/Sf=290 x2x0.88/1.25Mpa=408.32Mpa(Tf2=(TFiim2YstYnt2/Sf=210 x2x0.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式(6-49)2(TF1=(2kTbm乙)YFaYSa1=(2x1x50021.8/45x2.52x20)x2.80 x1.55Mpa=77.2M

12、patf1TF2=(2kTbm2Z2)YFa1Ysa1=(2x1x50021.8/45x2.52x120)x2.14x1.83Mpa=11.6Mpa115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則d=19.7x(1+5%)mm=20.69選d=22mm2、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，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=50mmth=2cc=1.5mm段:

13、d2=di+2h=22+2x2x1.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有定距離。取套筒長為20mm，通過密圭寸蓋軸段長應根據(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轂寬度小2mm,故II段長：L2=(2+20+16+55)=93mm段直徑ds=35mmL3=Li-L=50-2=48mmW段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5h=2c=2x1.5=3mmd4=d3+2h=35+2x3=41mm長度和右面的套筒相同，即L4=20mm但此

14、段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準杳取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。?30+3x2)=36mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為36mmV段直徑d5=30mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知di=50mm求轉矩：已知T2=50021.8Nmm求圓周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求徑向力FrFr=Fttana=1000.436xtan20=364.1N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡圖(如圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(如

15、圖b)軸承支反力：Fay=Fby=F/2=182.05NFaz=Fbz=F2=500.2N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Mci=FAyL/2=182.05x50=9.1Nm繪制水平面彎矩圖（如圖c）Mei(c)Ie)丁|11HI11111HI11川111(DrrnTTl截面C在水平面上彎矩為：Mc2=FazL/2=500.2x50=25Nm(4)繪制合彎矩圖(如圖d)Mc=(Mci2+Mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：T=9.55x(P2/n2)x106=48Nm繪制當量彎矩圖(如圖f)轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)

16、變化，取a=1,截面C處的當量彎矩：Mec=Mc2+(aT)21/2=26.62+(1x48)21/2=54.88Nm校核危險截面C的強度(Te=Mec/0.1d33=99.6/0.1x413=14.5MPac(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、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。

17、(2)確定軸的各段直徑和長度初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知T3=271Nm求圓周力Ft:Ft=2Ts/d2=2x271x103/300=1806.7N求徑向力FrFr=Fttana=1806.7x0.36379=657.2N.兩軸承對稱二LA=LB=49mm(1)求支反力Fax、Fby、Faz、FbzFax=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFaz=Fb

18、z=F2=1806.7/2=903.35N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Mci=FayL/2=328.6x49=16.1Nm截面C在水平面彎矩為Mc2=FazL/2=903.35x49=44.26Nm計算合成彎矩Mc=(Mci2+Mc22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1Nm計算當量彎矩：根據(jù)課本P235得a=1Mec=Mc2+(aT)21/2=47.12+(1x271)21/2=275.06Nm校核危險截面C的強度由式(10-3)(Te=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1x453)=1.36Mpa(T-1b=60Mpa二此軸強度足夠七、滾動

19、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=48720小時1、計算輸入軸承(1)已知nn=458.2r/min兩軸承徑向反力：Fri=Fr2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型軸承內部軸向Fs=0.63Fr則Fsi=Fs2=0.63Fri=315.1N-Fsi+Fa=FS2Fa=O故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fai=Fsi=315.1NFa2=Fs2=315.1N求系數(shù)x、y/Fai/Fri=315.1N/500.2N=0.63Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本表得e=0.68Fai/FRiexi=1FA2/FR24872

20、0h二預期壽命足夠2、計算輸出軸承已知nm=76.4r/minFa=0Fr=Faz=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本得Fs=0.063Fr,則Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x903.35=569.1N計算軸向載荷Fa1、Fa2tFs1+Fa=Fs2Fa=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=Fa2=Fs1=569.1N求系數(shù)x、yFa1/Fr1=569.1/903.35=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本表得：e=0.68tFAFR1eX1=1y1=0tFA2/FR248720h二此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,L1=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵A8x7GB1096-79l=L1七=50-8=42mmT2=48Nmh=7mm得(Tp=4T2/dhl=4x48000/22x7x42=29.68Mpa彷R(110Mpa)2、輸入軸和齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mmL3=48mmT=271Nm查手冊P51選A型平鍵鍵10 x8GB1096-79l=L3-b=48-10=38mmh=8mm(Tp=4T/dhl=4x271000/35x8x