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機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定………………………………………....…….... ….. .2 二、原始數(shù)據(jù)………………………….…………….…………………..2 三、確定電動機的型號…………….……………….………..……….. .2 四、確定傳動裝置得總傳動比及分配……………………………….. .3 五、傳動零件設計計算………………………….……………………. .4 1、V帶………………………………………………………... .4 2、齒輪………………………………………………………….6 3、減速箱箱體…………………………………………...….. ..11 4、軸及滾動軸承設計計算……………………………........ ..12 六、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核…………………………….……. ….. .16 七、滾動軸承設計選擇和計算…………………………….……….. . .17 八、減速器密封和潤滑的設計……………………………………. . …18 九、聯(lián)軸器的設計計算……………………….……………………. …18 設計題目：V帶——單級圓柱減速器 設計者：xxx 學 號：200xxxxxx106 指導教師：xxx 2010年7月12日 帶式運輸機一級齒輪減速器設計 一、帶式運輸機傳動圖如下： 二、原始數(shù)據(jù) 1．輸送帶工作拉力：F=2300N ； 2．輸送帶工作速度：V=1.5m/s ； 3．滾筒直徑：D=450mm ； 4．滾筒效率：（不包含軸承）； 5．采用斜齒圓柱齒輪傳動； 6．允許輸送帶速度誤差為±5%； 7．工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷性質(zhì)為輕微沖擊； 8．使用折舊期10年； 9．動力來源：電力，三相交流，電壓380V； 10．制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 三、確定電動機的型號 (1) 選擇電動機類型： 選用Y系列三相異步電動機 (2) 選擇電動機功率 運輸機主軸上所需要的功率： P=FV/1000=2300×1.5/1000=3.45KW 傳動裝置的總效率： ，，，，， 分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為7），滾動軸承（圓錐滾子軸承一對），聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器），滾筒軸承效率，運輸帶的效率。查《課程設計》表2-3， 取： 所以： 電動機所需功率：Pd=KPw/η=1×3.45/0.8588=4.017kW 式中，取載荷系數(shù) ＝1 電動機的額定功率 （3）選擇電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒的轉(zhuǎn)速： n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.50/π×450r/min=63.7r/min 電動機的合理同步轉(zhuǎn)速： 取V帶傳動比范圍(表2-2)＝2～4；單級齒輪減速器傳動比＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=（6~24）×63.7r/min=382.2～1528.7r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000和1500r/min。 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳動比方案：如指導書P15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，選n=1500r/min? 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(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132S-4。 查表16-1得 電動機得型號和主要數(shù)據(jù)如下（同步轉(zhuǎn)速符合） 電動機型號 額定功率(kW) 同步轉(zhuǎn)速(r/min) 滿載轉(zhuǎn)速nm (r/min) 堵載轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩 Y132S-4 4 1500 1440 2.2 2.3 四、確定傳動裝置總傳動比及分配 傳動裝置總傳動比 ： i =nm/n=1440/63.7=22.61 分配各級傳動比 初取齒輪 ∵ ∴ （1）計算各軸的輸入功率 電動機軸： P=Pd=4kW 軸Ⅰ（減速器高速軸 軸Ⅱ（減速器低速軸） （2） 計算各軸得轉(zhuǎn)速 電動機軸 nI =nm=1440 r/min 軸Ⅰ 軸Ⅱ （3）計算各軸得轉(zhuǎn)矩 電動機軸 軸Ⅰ 軸Ⅱ 上述數(shù)據(jù)制表如下： 參數(shù) 軸名 輸入功率 （） 轉(zhuǎn)速 （） 輸入轉(zhuǎn)矩 （） 傳動比 效率 電動機軸 4 1440 26.53 3.9 0.96 軸Ⅰ（減速器高速軸） 3.84 369 99.38 5.9 0.99 軸Ⅱ（減速器低速軸） 3.73 63 565.42 五、傳動零件得設計計算 1. 普通V帶傳動得設計計算 ① 確定計算功率 則： ，式中工作情況系數(shù)?。?.2 ② 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉(zhuǎn)速，查《機械設計基礎》圖10-10，選擇A型V帶。 ③ 確定帶輪的基準直徑 取小帶輪直徑，大帶輪的直徑 根據(jù)國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 ④ 驗證帶速 ,在之間。故帶的速度合適。 ⑤確定V帶的基準直徑和傳動中心距 初選傳動中心距范圍為：，取 V帶的基準長度： 查《機械設計基礎》表10-2，選取帶的基準直徑長度 實際中心距： ⑥ 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。 ⑦ 計算V帶的根數(shù)z 由，， 查《機械設計基礎》表10-5，得，由，查表10-6，得， 查表10-7，得，查表10-2，得 ， 取根。 ⑧ 計算V帶的合適初拉力 查《機械設計基礎》表10-1，取 得 ⑨ 計算作用在軸上的載荷 ⑩ 帶輪的結(jié)構(gòu)設計 （單位）mm 帶輪 尺寸 小帶輪 大帶輪 槽型 A A 基準寬度 11 11 基準線上槽深 2.75 2.75 基準線下槽深 8.7 8.7 槽間距 150.3 150.3 槽邊距 9 9 輪緣厚 6 6 外徑 內(nèi)徑 30 30 帶輪寬度 帶輪結(jié)構(gòu) 實心式 輪輻式 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s. 2.齒輪傳動設計計算 （1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) ① 選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） ② 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調(diào)質(zhì)， （考慮到齒輪使用壽命較長 (GB699-1988)；大齒輪材料取為：ZG310-570,調(diào)質(zhì)， ③選取齒輪為7級的精度（GB 10095－1998） ④ 初選螺旋角 ⑤ 選小齒輪的齒數(shù)；大齒輪的齒數(shù) （2）按齒面接觸疲勞強度設計 1選初選載荷系數(shù)Kt=1.6 2計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 3 選取齒寬系數(shù) 4有表10—6查得材料的彈性影響系數(shù)，由圖10—30選取區(qū)域系數(shù)。 5按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：大齒輪的接觸疲勞強度極限 6 計算應力循環(huán)次數(shù) 7 接觸疲勞壽命系數(shù) 8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.則 9 計算小齒輪分度圓直徑 查表的 =55.43mm 10 計算圓周速度 11 計算齒寬b及模數(shù) 12 計算重合度 13 計算載荷系數(shù)k 已知使用系數(shù)，根據(jù)v=1.1m/s，7級精度，查得動載系數(shù)=1.07；=1.42，=1.32，。 14 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑 15 計算模數(shù) （3）按齒根彎曲強度設計 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限；彎曲疲勞壽命系數(shù) 2 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4， 3計算載荷系數(shù) 4 根據(jù)縱向重合度=1.348，查得螺旋角影響系數(shù) 5 計算當量齒數(shù) 6 查取齒形系數(shù) 7 查取應力校正系數(shù) 8 計算大、小齒輪的并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 9 設計計算： 對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取=2.5，以滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑=58.28來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則，取 （4）幾何尺寸計算 1 計算中心距 圓整后后中心距為205mm 2 按圓整后的中心距修正螺旋角 因改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3 計算大、小齒輪的分度圓直徑 4 計算齒輪寬度 mm 圓整后取 ② 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖) 名稱 代號 計算公式 結(jié)果 小齒輪 大齒輪 中心距 205mm 傳動比 5.9 法面模數(shù) 設計和校核得出 2.5 端面模數(shù) 2.58 法面壓力角 略 螺旋角 一般為 全齒高 4.5mm 齒數(shù) Z 略 23 136 分度圓直徑 查表7-6 59.3mm 350.9mm 齒頂圓直徑 略 63.3mm 354.9mm 齒根圓直徑 df 查表7-6 54.3mm 345.9mm 齒輪寬 b 查表7-6 65mm 60mm 螺旋角方向 查表7-6 左旋 右旋 3、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計： 查《機械設計課程設計手冊》表11-1及結(jié)果列于下表： 名稱 符號 尺寸大小 結(jié)果(mm) 機座壁厚 一級 二級 8 機蓋壁厚 一級 二級 8 機座凸圓厚度 12 機蓋凸圓厚度 12 機座底凸圓厚度 20 地腳螺釘直徑 0.036a+12 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 15 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 10 聯(lián)接螺栓的間距 150~200 150 軸承端蓋螺釘直徑 10 窺視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 8 至外箱壁距離 略 至凸緣邊緣距離 略 軸承旁凸臺半徑 凸臺高度 略 外箱壁至軸承座端面距離 鑄造過度尺寸 略 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間距 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 10 箱蓋、箱座肋厚 6.8,6.8 軸承端蓋外徑 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 4、軸的設計計算 1、輸入軸的設計 求作用在齒輪上的力： 因已知小齒輪的分度圓直徑為： 而 (1)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS軸的輸入功率為，轉(zhuǎn)速為r/min 取A=112，于是得： (2)確定軸各段直徑和長度 1從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取D1=Φ30mm，又帶輪的寬度 。則第一段長度取 2右起第二段直徑取D2=Φ38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 3右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=Φ40mm，長度為L3=18mm 4右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=Φ48mm，長度取L4= 10mm 5右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為Φ63.3mm，分度圓直徑為Φ59.3mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=Φ44mm，長度為L5=63mm 6右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=48mm長度取L6= 10mm 7右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ40mm，長度L7=18mm （3）求齒輪上作用力的大小、方向 1小齒輪分度圓直徑：d1=59.3mm 2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =99382N·mm 3求圓周力：Ft 4求徑向力Fr （4）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么 （5）畫彎矩圖 第四段剖面C處的彎矩： 面的彎矩： 面的彎矩： 彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=99.39N·m （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 1右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知由《設計基礎》表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： 2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 所以確定的尺寸是安全的. 2、 輸出軸的設計計算 （1）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為=3.73Kw，轉(zhuǎn)速為=63 r/min 據(jù)《設計基礎》P205（13-2）式，并查表13-2，取 d≥ (2)確定軸各段直徑和長度 1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩，查標準GB/T 5014—2003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為L=84mm,軸段長L1=82mm 2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm 3 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為Φ55mm，長度為L3=36 4右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為350.9mm，則第四段的直徑取Φ60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=58mm 5右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ66mm ,長度為L5=10mm 6右起第六段，考慮定位軸肩，取軸肩直徑為D6=61mm，長度為L6=5mm. 7右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=Φ55mm，長度L7=21mm (3)求齒輪上作用力的大小、方向 1大齒輪分度圓直徑： =350.9mm 2作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為： T2 =5.65×105N·mm 3求圓周力：Ft Ft=2T2/d2=2×5.65×105/350.9=3220.29N 4求徑向力Fr Fr=Ft·tanα=3220.29×N=813.66N （4）軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力： 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么 （5）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩： 垂直面的彎矩： 合成彎矩： （6）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2×1000=565 N·m （7）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （8）判斷危險截面并驗算強度 1右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知 ,由《設計基礎》表13-1有: ［σ-1］=60Mpa 則： 2右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： 所以確定的尺寸是安全的 。 六、鍵聯(lián)接設計 1．輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 此段軸徑d1=30mm,L1=65mm，查手冊得選用C型平鍵，得：A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=65-8=57mm，=26.53N·m ，h=7mm。根據(jù)σp =4 ·T/(d·h·L)式得 σp =4 ·T/(d·h·L) =4×26.53×1000/（30×7×57） =8.87Mpa < [σR] (110Mpa) 2．輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm L2=63mm =99.38Nm，查手冊P53選A型平鍵，得B鍵12×8 GB1096-79。L=L2-b=63-12=51mm，h=8mm。 σp =4 ·/（d·h·l） =4×99.38×1000/（44×8×51） = 22.143Mpa < [σp] (110Mpa) 3．輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，軸徑d3=60mm，L3=58mm，=565.42N·m。查手冊P53選用A型平鍵，得B鍵18×11 GB1096-79 ，L=L3-b=60-18=42mm， h=11mm得 σp =4·/（d·h·l） =4×565.42×1000/（60×11×42） =81.59Mpa < [σp] (110Mpa) 4．輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接，d4 =45mm，L4=82mm，=565.42N·m。查手冊P53選用A型平鍵，得B鍵12×8，12×8 GB1096-79 ，L=L4-b=82-12=70mm，h=8mm. σp =4 ·/（d·h·l） =4×565.42×1000/（45×8×70） = 89.749Mpa < [σp] (110Mpa) 七、滾動軸承設計根據(jù)條件： 軸承預計壽命10×360×8×2=57600小時 1.輸入軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1258N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,由于是球軸承=3 （3）選擇軸承型號 查《設計手冊》表6-1，選擇6208軸承 Cr=29.5KN由式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 2.輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=813.66N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值,球軸承=3 （3）選擇軸承型號 查設計基礎表11-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN由設計基礎式11-3有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 八、密封和潤滑的設計 1．密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內(nèi)填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉(zhuǎn)時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 2．潤滑 （1）對于齒輪來說，由于傳動件的的圓周速度v< 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內(nèi)需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH不應小于30~50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞1KW需油量V0=0.35~0.7m3。 （2）對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 九、聯(lián)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結(jié)構(gòu)簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。 （2）載荷計算 計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TⅡ=1.3×565.42=735.05N·m，其中KA為工況系數(shù)，由設計基礎表14-1得KA=1.3 （3）型號選擇 根據(jù)TC，軸徑d，軸的轉(zhuǎn)速n， 查標準GB/T 5014—2003，選用LX2型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉(zhuǎn)矩[T]=1250Nm, 許用轉(zhuǎn)速[n]=6300r/min ,故符合要求。 19