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1、 機械設計 課 程 設 計 說 明 書 設計題目： 單級直齒圓柱齒輪減速器 系 （部）： 物理科學與技術學院 專 業(yè)： 熱能與動力工程 年 級： 09級 學生姓名： 學 號： 指導教師： 日 期： 2011-12- 20 機械設計課程設計計算說明書 u 一、傳動方案擬定…

2、………….……………………………….3 u 二、電動機的選擇……………………………………….…….3 u 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….5 u 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 u 五、傳動零件的設計計算………………………………….….6 u 六、軸的設計計算………………………………………….....12 u 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…20 u 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 設計一臺帶式運輸機中使用的單級

3、直齒圓柱齒輪減速器 （1） 工作條件：使用年限10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。 總體設計示意圖所下： 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶η3軸承η齒輪η聯(lián)軸器η鏈η滾筒 =0.950.98530.970.990.960.96 =0.8243 (2)電機所需的工作功率： P電機=FV/（1000η總） =40000.75/10000.805 =3.7337KW 3、確定電動

4、機轉速： 計算滾筒工作轉速： n筒=601000V/πD =6010000.75/π300 =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I’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，鏈傳動比I’2=2~6，則總傳動比理時范圍為I’a=12~144。故電動機轉速的可選范圍為n’d=I’an筒 =（12~144）47.77 =573.24~6878.88r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500和3000r/min 選擇電動機型號為Y132M-6，具體參數(shù)：額定功率Po=4kW；同步轉速1000r/min；滿載轉

5、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=2.5 I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、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min） n電機=960r/min nⅠ= n電機/i帶=384(r/min) nⅡ=nⅠ/i齒輪=111.3(r/min) nⅢ=nⅡ/i鏈=47.98(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） P電機=3.73

6、37KW PⅠ=P電機η軸承η帶=3.4938KW PⅡ= PⅠη軸承η齒輪=3.3382KW PⅢ= PⅠη2軸承η齒輪η鏈=3.2566KW 3、 計算各軸扭矩（Nmm） TI=9550PI/nI =87.96Nm TII=9550PII/nII =283.15Nm TIII=9550PIII/nIII =656.84Nm 五、傳動零件的設計計算 1. 帶傳動的設計及校核 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112mm～140mm，考慮帶速,現(xiàn)取d1=13

7、0mm 1.3 實際傳動比 1.4 帶速 符合要求。 1.5 中心距 初步選取a0 實際取值為650mm。 查表13-2，基準長度Ld=2500，實際中心距為 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ΔP0=0.11kW 由查表13-7，Kα=0.97 由Ld查表13-3，KL =1.09 則 應取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

8、壓力 2. 變速箱齒輪設計及校核 2.1 材料選擇 齒輪均采用45鋼表面淬火處理，硬度40～50HBS，，； 查表11-5知安全系數(shù)SH=1.3，SF=1.5 2.2 由齒面接觸強度計算尺寸 精度暫取為9級，根據(jù)表11-3載荷系數(shù)K=1.2 許用應力 查表11-4，ZE=188；對于標準齒輪ZH=2.5 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 實際傳動比 實際齒輪直徑 中心距 查表11-6，齒寬系數(shù) =0.8 2.3 校核齒輪彎曲強度 由圖1

9、1-8和11-9得到齒型系數(shù) YFa1=2.8；YSa1=1.58 YFa2=2.25；YSa2=1.77 齒面危險截面彎曲應力 < < 2.4 齒輪圓周速度 1.01m/s<2m/s 用9級精度設計制造是合適的。 3.鏈傳動設計及校核 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=KAP=3.34kW 3.4 鏈條選取

10、由n1和Po查圖13-33得 單根鏈條Km=1 查圖13-33在該工作點處應選取鏈型號為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，無須驗算靜力強度。 3.7 軸上壓力確定 3.8 鏈輪尺寸 分度圓直徑 4. 最終實際傳動比 總傳動比 工作機實際轉速 滿足允許的誤差要求。 六、軸的設計計算 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

11、結構設計 選材45鋼,調(diào)質(zhì)處理. 由表14.1,查得 . 由表14.3查得 . 聯(lián)軸器的計算轉矩 由表10.1,查得 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查表8-7,選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:型聯(lián)軸器 公稱轉矩為: 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

12、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,故段的長度應比略短,取:. 2.2.2 初步選擇滾動軸承,因軸承同時受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,此軸段應略短與輪轂寬度,故取：,齒輪右端采用軸肩

13、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)接 按查手冊表4-1,得:平鍵截面 bh=1811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

14、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按彎扭合成應力校核軸的強度. 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

15、 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 校核軸的強度 對軸上承受最大計算彎矩的截面的強度進行校核. , 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度 校核該軸截面左右兩側. 2.7.1 截面右側:由課本表11.5,得: 抗彎截面模量 , 抗扭截面模量 , 截面右側的彎矩 , 截面世上的扭矩 , 截面上的彎曲應力 , 截

16、面上行的扭轉切應力 . 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及, 由圖1.15,查得: 得: 由圖1.16,查得:材料的敏性系數(shù)為: 故有效應力集中系數(shù)為: 由圖1.17,取:尺寸系數(shù);扭轉尺寸系數(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,取疲勞強度的許用安全系數(shù):. 故可知其安全. 2.7.2 截面左側 抗彎截面模量 . 抗扭截面模量 . 彎矩及彎曲應力 , 扭矩及扭轉切應力 , 過

17、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) , . 所以在截面右側的安全系數(shù) , . . 故該軸在截面右側的強度也是足夠的. 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.

18、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， ，型. 查表3.1， ,式3.1得強度條件:. 校核 鍵1：; 鍵2：; 鍵3：. 所有鍵均符合要求。 F=4000N V=0.75m/s D=300mm η

19、總=0.8243 P電機 =3.7337KW n筒 =47.746r/min 電動機型號 Y132M-6 i帶=2.5 i齒輪=3.45 i鏈=2.32 n電機 =960r/min nⅠ =384r/min nⅡ =111.3r/min nⅢ =47.98r/min PI=3.4938KW PII=3.333KW PIII=3.257KW TI=87.96Nm TII=283.15Nm TIII=656.84Nm

20、 d1=130mm V=6.53m/s Ld=2500 a=735mm F0=154.43N FQ=920.33n SH=1.3 SF=1.5 m=2 YFa1=2.8 YSa1=1.58 YFa2=2.25 YSa2=1.77

21、 1.01m/s<2m/s z1=27 z2=69.3 i=2.56 a=a0=762mm v=0.95m/s FQ=4219N d1=50.9mm d2=118.1mm dmin=43.26mm d1=45mm L=112mm L1=84mm

22、 a=10mm d2=341.98mm T2=524.9N.m Ft=3070N Fr=1137N Fa=585N RH1=1583N RH2=1487N Rv1=-450N Rv2=1587N MH=73068N.mm Mv2=78557N.mm Mv1=-20961N.mm M1=76534N.mm M2=107654N.mm

23、 W=16637.5mm3 WT=33275mm3 M=87413N.mm T2=524917N.mm δb=5.25MPa τT=15.78MPa αδ=2.0 ατ=1.31 Sδ=18.98 Sτ=11.76 Sca=15.1 W=21600mm3 WT=43200mm3 M=4.05 MPa τ2=12.15MPa Kδ=3.25 Kτ=2.62 Sδ=20.89 Sτ=16.22 Sca=12.81 R1=1646N R2=2175N y=1.5 S1=549N S2=725N A1=1307N x2=0.4 y2=1.5 P1=1646N P2=3920.9N LH=7722460h ∴預期壽命足夠 22