設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動一2007年12月15日星期六23:41機械設計課程設計計算說明書TOC\o"1-5"\h\z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、運動參數及動力參數計算 .5五、 傳動零件的設計計算 .…飛六、 軸的設計計算 12七、 滾動軸承的選擇及校核計算 .-19八、 鍵聯接的選擇及計算 22設計題目：V帶一一單級圓柱減速器第四組德州科技職業學院青島校區 設計者：####指導教師：%%%%二OO七年十二月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工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載啟動，使用年限10年，小批量生產，工作為二班工作制，運輸帶速允許誤差正負5％。原始數據：工作拉力F=1250N；帶速V=1.70m/s；滾筒直徑D=280mm。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：n總二n帶xn2軸承xn齒輪xn聯軸器xn滾筒=0.95X0.982X0.97X0.99X0.98X0.96=0.82電機所需的工作功率：P工作二FV/1000n總=1250X1.70/1000X0.82=2.6KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60X960V/nD=60X960X1.70/nX280=111r/min按書P7表2—3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1'1=2~4,則總傳動比理時范圍為I'a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒二(6~24)Xlll=666~2664r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關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：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/min4、確定電動機型號根據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Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。三、 計算總傳動比及分配各級的偉動比1、 總傳動比：i總二n電動/n筒=960/111=8.62、 分配各級偉動比據指導書，取齒輪i齒輪=6(單級減速器i=3~6合理)Vi總二i齒輪XI帶???i帶二i總/i齒輪=8.6/6=1.4四、 運動參數及動力參數計算1、 計算各軸轉速(r/min)nI=n電機=960r/minnII=nI/i帶=960/1.4=686(r/min)nIII=nII/i齒輪=686/6=114(r/min)2、 計算各軸的功率(KW)PI=P工作=2.6KWPII=PIXn帶=2.6X0.96=2.496KWPIII=PIIXn軸承Xn齒輪=2.496X0.98X0.96=2.77KW3、 計算各軸扭矩（N?mm）TI=9.55X106PI/nI=9.55X106X2.6/960=25729N?mmTII=9.55X106PII/nII=9.55X106X2.496/686=34747.5N?mmTIII=9.55X106PIII/nIII=9.55X106X2.77/114=232048N?mm五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算選擇普通V帶截型由課本表得：kA=1.2Pd二KAP=1.2X3=3.9KW由課本得：選用A型V帶(2) 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本得，推薦的小帶輪基準直徑為75~100mm則取dd1=100mmdd2=n1/n2?ddl=(960/686)X100=139mm由課本P74表5-4，取dd2=140mm實際從動輪轉速n2'=nlddl/dd2=960X100/140=685.7r/min轉速誤差為：n2-n2'/n2=686－685.7/686=0.0004<0.05(允許)帶速V：V=nddlnl/60X1000=nX100X960/60X1000=5.03m/s在5~25m/s范圍內，帶速合適。(3) 確定帶長和中心矩根據課本得0. 7(ddl+dd2)WaOW2(ddl+dd2)0. 7(100+140)Wa0W2X(100+140)所以有：168mmWa0W480mm由課本P84式(5-15)得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0=2X400+1.57(100+140)+(140-100)2/4X400=1024mm根據課本表7-3取Ld=1120mm根據課本P84式(5-16)得：a~a0+Ld-L0/2=400+(1120-1024/2)=400+48=448mm驗算小帶輪包角a1=1800-dd2-dd1/aX600=1800-140-100/448X600=1800-5.350=174.650>1200(適用)確定帶的根數根據課本(7-5) P0=0.74KW根據課本(7-6)△P0=0.11KW根據課本(7-7)Ka=0.99根據課本(7-23)KL=0.91由課本式(7-23)得Z=Pd/(PO+APO)KaKL=3.9/(0.74+0.11)X0.99X0.91=5計算軸上壓力由課本查得q=0.1kg/m,由式(5-18)單根V帶的初拉力：F0=500Pd/ZV(2.5/Ka-1)+qV2二[500X3.9/5X5.03X(2.5/0.99-l)+0.1X5.032]N=160N則作用在軸承的壓力FQ，FQ=2ZF0sinal/2=2X5X158.01sinl67.6/2=1250N2、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大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本選7級精度。齒面精糙度RaWl.6~3.2pm按齒面接觸疲勞強度設計由d1$76.43(kT1(u+1)/屮du[oH]2)1/3確定有關參數如下：傳動比i齒=6取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=6X20=120實際傳動比I0=120/2=60傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齒數比：u=i0=6由課本取屮d=0.9轉矩T1Tl=9550XP/nl=9550X2.6/960=25.N?m載荷系數k由課本取k=1許用接觸應力9H][aH]=aHlimZNT/SH由課本查得：aHlim1=625MpaaHlim2=470Mpa由課本查得接觸疲勞的壽命系數：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0[aH]1=aHlimlZNTl/SH=625X0.92/l.0Mpa=575[aH]2=aHlim2ZNT2/SH=470X0.98/1.0Mpa=460故得：dl$766(kTl(u+l)/屮du[aH]2)l/3=766[lX25.9X(6+l)/0.9X6X4602]l/3mm=38.3mm模數：m=dl/Zl=38.3/20=1.915mm根據課本表9-1取標準模數：m=2mm校核齒根彎曲疲勞強度根據課本式aF=(2kTl/bm2Zl)YFaYSaW[aH]確定有關參數和系數分度圓直徑：dl二mZl=2X20mm=40mmd2二mZ2=2X120mm=240mm齒寬：b二申dd1=0.9X38.3mm=34.47mm取b=35mmb1=40mm齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Zl=20,Z2=120由表相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83許用彎曲應力[aF]根據課本P136(6-53)式：[aF]=aFlimYSTYNT/SF由課本查得：aFlim1=288MpaaFlim2=191Mpa由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9試驗齒輪的應力修正系數YST=2按一般可靠度選取安全系數SF=1.25計算兩輪的許用彎曲應力[aF]1=aFlimlYSTYNT1/SF=288X2X0.88/1.25Mpa=410Mpa[aF]2=aFlim2YSTYNT2/SF=191X2X0.9/1.25Mpa=204Mpa將求得的各參數代入式(6-49)aFl=(2kTl/bm2Zl)YFalYSal=(2X1X2586.583/35X22X20)X2.80X1.55Mpa=8Mpa<[aF]laF2=(2kTl/bm2Z2)YFalYSal=(2X1X2586.583/35X22X120)X2.14X1.83Mpa=l.2Mpa<[aF]2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Zl+Z2)=2/2(20+l20)=l40mm計算齒輪的圓周速度VV=ndlnl/60X1000=3.14X40X960/60X1000=2.0096m/s六、軸的設計計算輸入軸的設計計算、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217~255HBS根據課本并查表，取c=115d$115（2.304/458.2）l/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7X（l+5%）mm=20.69?:選d=22mm2、軸的結構設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度工段：dl=22mm長度取L1=50mm°?°h=2cc=1.5mm段:d2二dl+2h=22+2X2X1.5=28mm?°?d2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm，故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mm段直徑d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmW段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2X1.5=3mmd4=d3+2h=35+2X3=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3X2）=36mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為36mmV段直徑d5=30mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm（3） 按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知dl=40mm求轉矩：已知T2=34747.5N?mm求圓周力：Ft根據課本式得Ft=2T2/d2=69495/40=1737.375N求徑向力Fr根據課本式得Fr=Ft?tana=1737.375Xtan200=632N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm繪制軸受力簡圖(如圖a)繪制垂直面彎矩圖(如圖b)軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=316NFAZ=FBZ=Ft/2=868N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MCI二FAyL/2=235.3X50=11.765N?m繪制水平面彎矩圖(如圖c)截面C在水平面上彎矩為：MC2二FAZL/2=631.61455X50=31.58N?m繪制合彎矩圖(如圖d)MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N?m繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：T=9.55X(P2/n2)X106=35N?m繪制當量彎矩圖(如圖f)轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取a=1,截面C處的當量彎矩：Mec=[MC2+(aT)2]1/2二[43.3452+(lX35)2]l/2=55.5N?m校核危險截面C的強度由式(6-3)ae二Mec/0.1d33=55.5/0.1X353=12.9MPa<[a-l]b=60MPa???該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度(217~255HBS)根據課本取c=115d$c(P3/n3)l/3=115(2.77/114)l/3=34.5mm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。(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，軸承端面與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。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=271N?m求圓周力Ft：根據課本式得Ft=2T3/d2=2X271X103/300=1806.7N求徑向力式得Fr=Ft?tana=1806.7X0.36379=657.2NT兩軸承對稱?°?LA二LB=49mm求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=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二FAYL/2=328.6X49=16.1N?m截面C在水平面彎矩為MC2二FAZL/2=903.35X49=44.26N?m計算合成彎矩MC=(MC12+MC22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1N?m計算當量彎矩：根據課本得a=1Mec=[MC2+(aT)2]l/2二[47.12+(lX271)2]l/2=275.06N?m校核危險截面C的強度由式(10-3)ae=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1X453)=1.36Mpa<[o-l]b=60Mpa?此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命16X365X10=58400小時1、計算輸入軸承(1)已知nll=686r/min兩軸承徑向反力：FR1二FR2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型根據課本得軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1二FS2=O.63FR1=315.1NTFSl+Fa二FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N求系數x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據課本得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0 y2=0計算當量載荷P1、P2根據課本取fP=1.5根據課本式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5X(1X500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5X(1X500.2+0)=750.3N軸承壽命計算VP1=P2故取P=750.3NT角接觸球軸承￡=3根據手冊得7206AC型的Cr=23000N由課本式得LH=16670/n(ftCr/P)￡=16670/458.2X(1X23000/750.3)3=1047500h>58400h???預期壽命足夠2、計算輸出軸承已知nIII=114r/minFa=0FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據課本得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63X903.35=569.1N計算軸向載荷FA1、FA2VFS1+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x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.