《曹志高V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书简介2Ⅰ.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《曹志高V带-一级圆柱齿轮减速器设计说明书简介2Ⅰ.doc（24页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、湖南电子科技职业学院课程设计说明书 姓 名： 曹志高 班 级： JG 31004 学 号： 4 系 部： 机 电 工 程 系 专 业： 机 电 一 体 化 题 目： 单 级 圆 柱 齿 轮 减 速 器 指导教师： 赵 昕 职称: 老 师 时 间： 2011年 12月 7日目录1、传动方案拟定.32、电动机的选择.33、计算总传动比及分配各级的传动比.54、运动参数及动力参数计算.65、传动零件的设计计算.76、轴的设计计算.137、滚动轴承的选择及校核计算.208、键联接的选择及计算.239、设计参考资料目录.2310、结束语.25 计算过程及计算说明结果1、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿
2、轮减速器和一级带传动1.1工作条件：使用年限10年，一年工作300天，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。1.2原始数据：滚筒圆周力F=1500N；带速V=1.1m/s；滚筒直径D=300mm。1.3传动简图（图1）2、电动机选择2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2.2电动机功率选择：2.2.1传动装置的总功率：总=带4轴承齿轮联轴器滚筒凸缘联轴器 =0.960.9840.970.990.960.98=0.802.2.2电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=15001.1/10000.80=2.1KW图12.2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D
3、=6010001.1/300=70r/min 按手册表12-6推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）70=4201680r/min符合这一范围的同步转速有710、940、和1420r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=940r/min。2.2.4确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定
4、电动机型号为Y112M-6。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速940r/min，额定转矩2.0Nm。3计算总传动比及分配各级的传动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=940/70=13.423.2分配各级传动比据指导书12-6，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36合理）i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=13.42/5=2.684运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）nI=n电机=940r/minnII=nI/i带=960/2.68=348.1(r/min)nIII=nII/i齿轮=348.1/5=69.6(r/min)n=nIII=69.6(r/min)4.2计算各
5、轴的功率（KW）PI=P工作=2.2KWPII=PI轴承联轴器带=2.20.990.960.98=2.04KWPIII=PII轴承齿轮=2.040.970.98 =1.94KWP = PIII轴承凸联=1.86KW 4.3计算各轴扭矩（Nm）TI=9550PI/nI=95502.2/940=22.35NmTII=9550PII/nII=95502.04/348.1 =55.96NmTIII=9550PIII/nIII=95501.94/69.6 =266.08Nm T=9550 P/n= 95501.86/69.6=255.1 Nm 电动机轴 高速轴 低速轴 滚筒轴功率/KW 2.2 2.04
6、 1.94 1.86转速/r/min 940 348.14 69.63 69.63转矩/Nm 22.35 55.96 266.08 255.11传动比/I 2.7 5 1效率/ 0.93 0.95 0.965传动零件的设计计算5.1皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本P189 表7-5得：kA=1.1PC=KAP电=1.12.2=2.42KW由课本图7.14得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图7-5得，推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mm dd2=n1/n2dd1=940/348.1100=270mm由课本表7-5，取dd2=265
7、mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=940100/265 =354.7r/min转速误差为：（n2-n2）/n2=（384.1-354.7）/384.1 =0.0471200（适用）（5）确定V带的根数根据课本表（7-6）P1=0.97KW根据课本表（7-8）P1=0.11KW根据课本表（7-7）K=0.95根据课本表（7-2）KL=0.99Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =2.42/(0.97+0.11) 0.950.99 =2.38取Z为2.(6)计算轴上压力由课本表7-1查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=50
8、02.42/45.03(2.5/0.95-1)+0.152N =200.17N则作用在轴承的压力：FQ=2ZF0sin1/2=22200.17sin80.34/2=784.67N5.2齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 小、大齿轮选用45钢，大齿轮调质齿面硬度210230HBS；小齿轮表面淬火吃面硬度4050HRC根据课本表9-5初选齿轮7级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比i=2.7 取小齿轮齿数Z1=25。 则大齿轮数 Z2=iZ1=67.568 齿数比：u=i=2.7 (3)小齿轮名义转矩T1
9、T1=9550P/n1=95502.2/940 =22.35Nm (4)载荷系数k 根据齿轮传动的工作状况为平稳， 查课本表（9-7） 取k=1.2 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本图9.34查得：HlimZ1=1100Mpa HlimZ2=550Mpa根据给定条件计算应力循环次数NLNL1=60nat=609401(103008)=1.35109NL2=NL1/i=1.35109/2.7=5.01108由课本图9.32，查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=1.0 ZNT2=1.05由课本图9.33，查的许应弯曲力系数： YNT1=1.0 YNT2=1.0通用齿轮和一般工业
10、齿轮，按一般可靠度较高要求选取安全系数SH=1.1 SF=1.4H1=Hlim1ZNT1/SH=11001.0/1.1Mpa=1000MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=5501.05/1.2Mpa=481.3MpaF1=Hlim1YNT1/SF=3101.0/1.4 =221.4MPaF2=Hlim2YNT2/SF=2201.0/1.4 =157.1MPa齿轮相对于轴承为对称布置查表9-9，确定齿宽系数d=1配对齿轮均为锻钢查表9-8，齿轮的材料系数ZH=189.8(MPa)1/2 标准直齿圆柱齿轮啮合，查图9.31，齿轮的传动节点区域系数ZE=2.5； d1(2kT1(u+1)/duZH
11、ZE/H2)1/3 =21.2x22.35(2.7+1)/(1x2.7)2.5x189.8/481.321/3mm=41.5mm模数：m=d1/Z1=41.5/25=1.66mm根据课本表9-1取标准模数：m=2(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本图9.36，得齿轮的复合齿形系数为： YFS1=4.3 YFS2=3.95 F=2KT1YFS1/(b1m2z1) =21.222.354.3103/562225 =41.19MPa221.4MPa=F1 小齿轮合格 F=2KT2YFS2/(b2m2z) =21.222.353.95103/502268 =15.58MPa157.1MPa=F2 大齿轮
12、合格确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=225mm=50mmd2=mZ2=268mm=136mm齿顶圆直径：da1= m(Z1+2)=2(25+2)=54 da2= m(Z2+2)=2(68+2)=140齿根圆直径：df1= m(Z1-2.5)=2(25-2.5)=45 Df2= m(Z2-2.5)=2(68-2.5)=131齿宽： b2=dd1=150mm=50mm取 b2=50mm b1= b2+(510)=5560 取b1 =56mm (9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2/2(25+68)=93mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.
13、1441.50940/601000=2.04m/s6轴的设计计算 6.1 输入轴的设计计算6.1.1按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P294（12-2）式，并查表12-2，取c=112d112(2.04/348.1)1/3mm=20.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=20.7(1+5%)mm=21.73选d=22mm6.1.2轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径
14、和长度工段：d1=22mm 长度取L1=58mmh=2c c=2mmII段:d2=d1+2h=22+24=30mmd2=30mm初选用6206型深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度取14mm，考虑螺钉的长度取8mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（16+20+14+8+2）=60mmIII段直径d3=36mmL3=20mm段直径d4= da1=54mm L4 = b1=56mm段直径 d5= d3=36mm L5=L3=20mm但此段左面的滚动轴承的
15、定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，因此将段设计成阶梯形，左段直径为30mm，长度取30mm。 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm (3)绘制轴结构图6.1.3按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=55.86Nm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2x55.86x1000/50=2234.4N求径向力FrFr=Fttan=2234.4tan200=813.3N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm (1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=406.63NFAZ=FBZ=Ft/2=1117.2N由
16、两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=406.63x48/1000=19.5Nm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1117.248/21000=58.1Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(19.52+58.12)1/2=61.8Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9550（P2/n2）=56.0Nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=61.82+(156.0)21/2=83.4
17、Nm (7)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d23=83.4x1000/0.1303=30.9MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 6.2 输出轴的设计计算 6.2.1按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P294页式（12-2），表（12-2）取c=112dc(P3/n3)1/3=112(1.94/69.6)1/3=33.95mm取d=38mm6.2.2轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周
18、向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度d1=38mm L1= 80mm d2=40mm L2=（20+8+2）=30mm初选6209型深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为19mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离取5mm，取套筒长为12mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。d3= d6=45mm L3=19+5+12+2=38mm L6 = L3 - L5 =26mmd4=48mm L4 = b2 -2=48mm d5=50mm L5=12mmL=96mm (3)
19、按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=136mm求转矩：已知T3=266.08Nm求圆周力Ft：Ft=2T3/d2=2266.08103/136=3912.9N求径向力Fr：Fr=Fttan=3912.9x0.36=1408.7N两轴承对称LA=LB=48mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1408.7/2=704.4NFAZ=FBZ=Ft/2=3912.9/2=1956.5N (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=704.448/1000=39.6Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1956
20、.544/1000=101.7Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（39.62+101.72）1/2 =108.1Nm (5)计算当量弯矩：根据课本得=1Mec=MC2+(T)21/2=108.12+(1266.08)21/2 =287.2Nm (6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）=287.2x1000/(0.1303)=54.8Mpa24000h预期寿命足够7.2计算输出轴承 (1)已知n=69.6r/min Fa=0 FR=FAZ=1408.7N试选6209型深沟球轴承根据课本表（15-1）得FS=0.06FR,则FS1=FS2=0.6FR=0.61
21、408.7=845.2N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=845.2N (3)求系数x、yFA1/FR1=845.2/1408.7=0.6FA2/FR2=845.2/1408.7=0.6根据课本P176表（15-1）得：e=0.44FA1/FR1 e x1=1 y1=0FA2/FR2e x2=1 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2根据表（11-9）取fP=1.5根据式（11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(11408.7)=2104.1NP2=fP(x2FR
22、2+y2FA2)=1.5(11408.7)=2104.1N (5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=2104.1N =3根据课本P176（15-1）6209型轴承Cr=31500N 取 ft=1Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/69.6(131500/2104.1)3 =.5h24000h此轴承合格8键联接的选择及校核计算8.1输入轴与带轮联接采用平键联接轴径d1=22mm,L1=58mm查课本P155（14-35）得，选用A型平键，得：键A 66 GB/T1096-2003 l=L1-b=58-6=52mmT2=56.0Nm h=6mm根据课本公式得p=4T2/dhl=45
23、6000/22652 =32.63MpaR(110Mpa)8.2输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d4=48mm L4=50mm T=266.08Nm查课本155表(14-35) 选用A型平键键149 GB/T1096-2003l=L4-b=50-14=36mm h=9mm 据课本公式得p=4T/d4hl=4/48936 =68.44Mpap9设计参考资料目录所用到的参考资料都可以列出，如：1机械设计基础课程设计：孟玲琴、王志伟主编，北京理工大学出版社，2011.072机械设计基础：刘红宇主编，北京理工大学出版社，2010.08 3机械制图：金大鹰主编，机械工业出版社，2010.0810结束语
24、说明自己在课程设计中的心得体会，分析设计的优缺点及改进意见等。 F=1500NV=1.1m/sD=300mmn滚筒=70r/min总=0.80P工作=2.1KW电动机型号Y112M-6i总=13.42据手册得i齿轮=5i带=2.68nI =940r/minnII=348.1r/minnIII=69.6r/minPI=2.2KWPII=2.04KWPIII=1.94KWP=1.86KW TI=22.35NmTII=55.96Nm TIII=266.08Nm T=255.1 Nmdd2=270mm取标准值dd2=265mmn2=354.7r/minV=5m/s259mma0740mm取a0=500
25、Ld=1600mma0=506.67mmZ=2根F0=200.17NFQ =784.67Ni=2.7Z1=25Z2=68u=2.7T1=22.35NmHlimZ1=1100MpaHlimZ2=550MpaNL1=1.35109NL2=5.01108ZNT1=1.0ZNT2=1.05H1=1000MpaH2=481.3MpaF1=221.4MPaF2=157.1MPad1=41.5mmm=2 d1=50mmd2=136mmb2=50mmb1=56mm a=93mmV=2.04mma =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=58mmd2=36mmL2=60mmd3=36mmL
26、3=20mmd4=54mmL4=56mmd5=36mmL5=20mmL=96mmFt =2234.4NFr=813.3NFAY =406.6NFBY =406.6NFAZ =1117.2NFBZ=1117.2NMC1=19.5 NmMC2=58.1NmMC =61.8NmT=56.0NmMec =83.4Nme =30.9MPa-1bd=38mmd1=38mmL1=80mmd2=40mmL2=30mmd3=45mmL3=38mmd4=48mmL4=48mmd5=50mmL5=12mmd6=45mmL6 =26mmL=96mmFt =3912.9NFr=1408.7NFAX=FBY =704.4NFAZ=FBZ =1956.5NMC1=39.6NmMC2=101.7NmMC =108.1NmMec =287.2Nme =54.8Mpa-1b轴承预计寿命24000hFS1=FS2=488.0Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1220.0NP2=1220.0NLH=h预期寿命足够FR =1408.7NFS1=845.2Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=2104.1NP2=2104.1NLh =.5h故轴承合格A型平键66p=32.63MpaA型平键149p=68.44Mpa