机械设计课程设计三角带——单级圆柱减速器.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计任务书1 传动方案的拟定及说明4 电动机的选择4 计算传动装置的运动和动力参数5 传动件的设计计算5 轴的设计计算8 滚动轴承的选择及计算14 键联接的选择及校核计算16 连轴器的选择16 减速器附件的选择17 润滑与密封18 设计小结18 参考资料目录18 设计题目：三角带单级圆柱减速器 第一组 中南大学XXX学院 设计者：XXX 指导教师：xxx 二八年一月 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限20年，小批量生产，工作为双班工作制，运输带速允许误差正负5。

2、 （2） 原始数据：工作拉力F=3000N；带速V=1.50m/s； 滚筒直径D=400mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率：由表2-4查得： 总=带2轴承齿轮联轴器滚筒带 =0.960.98720.970.990.960.96 =0.83 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000总 =30001.50/10000.86 =5.42KW 由第二十章表20-1选取电动机额定功率P额=5.5KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=601000V/D =6010001.50/400 =72r/min

3、 按书P4表21推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围Ia=36。取三角带传动比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n=（624）72=4321728r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。 比较列表： 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，可见第方案比较适合，则选n=1500r/min 。 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，选定电动机型号为Y132S-6。 其主要性

4、能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。质量68kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i总=n电动（满载）/n筒=1440/72=20 2、分配各级传动比 （1） 据指导书，取齿轮i =6（三角带i=36合理） （2） i总=i齿轮I带 i带=i总/i齿轮=20/6=3.3所得i带符合一般单级减速器传动比的常用范围（24）。 四、传动装置运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机（满载）=1440r/min nII=nI/i带=1440/3.3=432(r/min) nIII=nII/i齿轮=432/6=72(r/mi

5、n) 2、 计算各轴的功率（KW）P计与P额很接近，按电动机的额定功率P计算各轴输入功率： PI=P工作=5.5KW PII=PI带=5.50.96=5.28KW PIII=PII轴承齿轮=5.280.9870.96 =5.03KW 3、 计算各轴扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551065.5/1440 =36475.7Nmm TII=9.55106PII/nII =9.551065.28/432 =116722.2Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551065.03/72 =667173.6Nmm 将计算结果汇总列表： 五、传动零件的设计计算 1、

6、 皮带轮传动的设计计算 （1）求计算功率Pc 由课本P218表13-8得：kA=1.2 Pc=KAP=1.25.5=6.6KW（2）选择普通三角带截型根据Pc=6.6kw，n电机（满载）=1440r/min，由书P219图13-15查出此坐标点位属于A型 （3）确定带轮大小基准直径由课本P219表13-9，推荐的小带轮基准直径不小于 75mm 现取dd1=90mm 由书式（13-9）得dd2=n1/n2dd1（1-e）=（1440/432）90（1-0.02）=294mm 由课本P219表13-9，取dd2=300mm虽使n2略有减小，但其误差小于5%，在允许范围内： 实际从动轮转速n2=n1

7、dd1/dd2（1-e）=144090/300*0.98 =423.36r/min 转速误差为：n2-n2/n2=432423.36/432 =0.021200（适用） （5）确定带的根数z 根据课本表13-3 P0=1.07KW由式13-9得传动比i=d2/d1（1-e）=300/90.0.98=3.4 根据课本表13-5 P0=0.17KW 由小带轮包角1=160根据课本表13-7K=0.95 根据课本表13-2KL=1.01 由课本式（13-15）得 Z= Pc/(P0+P0)KKL =6.6(1.07+0.17) 0.951.01 =5.1qu6 (6)计算轴上压力 由课本表13-1查

8、得q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力： F0=500Pc/ZV（2.5/K-1）+qV2 =5006.6/66.8(2.5/0.95-1)+0.16.8*6.8N =137N 则作用在轴承的压力FQ， FQ=2ZF0sin1/2=26137sin160/2 =1639 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及确定许用应力和精度等级 考虑小功率传递，所以采用软齿面。根据课本选7级精度，齿面精糙度Ra1.63.2m。1、 (2)按齿面接触疲劳强度设计齿轮按7级精度制造。P178 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28，主动轴的转速为n1=432，小

9、齿轮分度圆直径d1=76，啮合角d=20，轮毂宽度b小齿轮84mm，工作时为单向转动。解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表141、398)轴名材料热处理硬度抗拉强度许用弯曲应力主动轴45号钢调制217255650MPa300MPa4.轴得初步设计根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图2-2。考虑到直齿圆柱齿轮传动，选用角接触球轴承，采用内嵌式轴承盖实现轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2示。轴与其它零部件相配合的具体情况见

10、后装配。图 2-23、计箅轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d12、计算d23、计算d：4、计算山5、计算d5根据课本并查表14-2得：c=118107，取A=115(取较大值)=115 (5.28/432)1/3mm=26.49mm考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=26.49(1+5%)mm=27.8轴的标准直径系列圆整dl=30 d2起轴向定位作用d2=d1+2h=d1+2(3-5)d1=36-40，按轴的标准直径系列取d2=38 d3=d2（15）mm37-41，d3必须与轴承的内径一致，按轴的标准直径系列d340。轴承主要承受劲向力，选深沟球轴承型号为6208，B1

11、8，D80，G22.8，C0r=15.8 起轴向定位作用， d4=d3+(1-5)mm=41-45按轴的标准直径系列，取=45 mm d即为小齿轮部分，将作为分度圆的直径，即=76 mm。=45 mm， d7=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。d1=30d2=35d3=40d4=45d5=404、计笪轴各段长度 计算项目 计 算 内 容 计算结果1、计算Ll2、计算L23、计算L34、计算L45、计算L5L1=(1.52)d1=45-60， Ll=58L2=（1015）+B+m=10+40=50初选用嵌入式轴承盖和油沟密封，脂润滑查表169 ,B=12(

12、158页)m=L-3-B轴承小=8+C1+C2+(510)-3一B轴承小=8+（45-50）-18-12=28式中8、Cl、C2查表31。3=12小查表41(24页),若me取m=e即可。与轴承相和封油盘配合，于是取=B+2=30mm 一般情况下，齿轮端面与箱体内壁的距离取1015 mm查表41(24页), =12D5150小齿轮做成齿轮轴，L5B小齿轮=84L6=L4=12L7=L3=30L1=58L2=50L3=40L4=70L5=40(二)从动轴的设计计算 已知传递的功率为P11=5.03，从动轴的转速为n11=72，大齿轮分度圆直径d2=456啮合角=20轮毂宽度B大齿轮78mm，工作

13、时为单向转动。 解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表141、) 轴名 材料热处理 硬度抗拉强度ob许用弯曲应力o川b从动轴45号钢正火170-217600MPa275 MPa画出轴的结构示意图计算轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d，2、计算d23、计算d34、计算d45、计算d56、计算d6根据课本并查表14-2得：c=118107，取A=115(取较大值) d147.3,轴上有一个键槽，故轴径增大5d1=d1”（1+5%）49.7，为使所选轴径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器。，相配合的联轴器选 YL10 型凸缘联轴器，轴径相应圆整为dl=50

14、，半联轴器长l=112。 d2起轴向定位作用d2=d1+2a1=d1十2(3-5) =56-60，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2= 58(P158)。 d3=d2+(15)mm=59-63，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=60。所选轴承型号为6212，B=22，D=110， Cr=36.8，Cor=27.8 d4=d3+(15)mm=61-65，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。取d4=65 d5起轴向定位作用d5=d4+2a4=d4+2(3-5) =71-75，d5=72(取整) d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制

15、和减少轴承类犁。d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60 计算项目 计 算 内 容 计算结果 1、计算Ll 2、计算L2 3、计算13 4、计算L4 5、计算L5 6，计算L6 半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，取L1=110 L2= （1015）+B+m=10+36=46初选用嵌入式轴承盖和油沟密封，脂润滑查表169 ,B=12(158页)m=L-3-B轴承大=8+C1+C2+(510)-3一B轴承大=8+（45-50）-22-12=24式中8、Cl、C2查表31。3=12查表41(24页),若me

16、取m=e即可。与轴承相和封油盘配合，于是取=B轴承+3+（b小-b大）/2=48mm 一般情况下，齿轮端面与箱体内壁的距离取1015 mm查表41(24页), L4=b大齿轮一276 L5=+（b小-b大）/2=14取整 与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度=22mm,于是取L6=Bz轴承大+3=22+12=34L1=82L2=50L3=54L4=58L5=22L6=455、校核轴的强度 计算项目 计 算 内 容 计算结果两轴承中心间跨距=150mm （1） 计算齿轮受力转矩 =667173.6Nmm齿轮切向力=2*667173.6/456=2.926kN径向力： F=tan=2.926tan20

17、=1.065kN（2） 计算支反力和弯矩并校核因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=75mm(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=0.533NFAZ=FBZ=Ft/2=1.463N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.55963=35.217Nm (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=1.53663=96.768Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(35.2172+96.7682)1/2=102.977Nm (5)

18、绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=667173.6Nmm (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=26.62+(148)21/2=675.1Nm (7)校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d33=673.495/0.14563=0.07MPaLh，合适 (二)从动轴承的选择与验算 已知轴颈直径d3=60，n11=72，RvA=1557，Rw=1557，运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型

19、号查课程设计附表得轴承的基本参数 P二RvA、R中较大者书附表1得Cr=36.8KN 因球轴承，故e=3，查教材表16-8，16-9取fp=1.2，ft=1 代入计算得：Lh=1499317=16*365*20=116800故所选轴承合适。(1h可查表或按大修期确定)P=1.2LhLh，合适注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列八、键的选择与校核(一)主动轴外伸端处键的选择与校核 已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1116722.2N.mm，轴径为d1=30，轴长L1=58带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击六、键的选择与验算 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)

20、键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=30，由表14-1(140页)，查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50将l=L-b=50,带入书式10-26挤压应力为 44.47由教材表1010得，轻微冲击时的许用挤压应力100-120MPa，ap，故挤压强度足够。附表14-1得，轴槽宽为8N90.030轴槽深t=40mm，。毂槽宽为8Js90.018，毂槽深h=3.3 mm。 键bh 键长L=5053.58apOp强度足够4)绘制键槽工作图 (二)从动轴外伸端处键的选择与校核 已知

21、轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=667173.6，宽度L1=110器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=50表14-1，查得：键宽b=16，键高h=10因轴长L1=110键长L=100将I=Lb，代入公式带入书式10-26得挤压应力为 63.54由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力100-120MPa，ap，故挤压强度足够。 (以为例)由附表14-1(140页)得，轴槽宽为16N9-043，轴槽深t=60mm

22、，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js90.0215毂槽深h=4.3 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键bh 键长L=7052.41apOp强度足够 (三)从动轴齿轮处键的选择校核 已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=667173.6，宽度L4=52齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差考虑是轴端连接，故选择C型平键联接。根据轴径d=65，由表14-1(140页)，查得：键宽b=18，键高h=11因轴长L1=76，故取键长L=66将I=Lb，代入公式得挤压应力为 169

23、.67由教材表1010得，轻微冲击时的许用挤压应力100120MPa，ap，故挤压强度不够。故采用两个键相隔1800布置 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为18N9-0430，轴槽深t=70mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为18Js90.0215毂槽深h=4.4 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键bh 键长L=4559.17apTc许用转速：n1=3200n11HL弹性柱销联轴器Tc=631.96联轴器的选择结果 型 号 轴孔直径 轴孔长度 公称转矩 许用转速HL44511212504000十、箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成

24、。箱体主要尺寸计算如下：名称符号尺寸箱体厚度具体内容参照23页表5-18mm十、减速器附件的设计说明：按课程设计4753页进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。(一)窥视孔盖和窥视孔的设计作用：检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油 结构示意图窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。(二)排油孔与油塞作用：排放污油，设在箱座底部结构示意图放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图十一齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择(一)减速器的润滑1、齿轮的润滑：根据齿轮的圆

25、周速度1.7212选择油池润滑，浸油深度10mm ，润滑油粘度为220，润滑油代号：N220（153页)2、轴承的润滑：滚动轴承根据d1n1=40.432=172802.5*105,D2n2=60.76=45602.5*105（154页) 可 选择 脂 润滑，润滑脂的装填量不应超过轴承空间的1/3-1/2 ，润滑脂的类型为钙基2号 。(16-4)(二：)减速器的密封(4246页)1、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式2、轴承室内侧密封：采用挡油盘密封方式，其作用是防止过多的油，杂质以

26、及啮合处的热油冲入轴承室3、箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法画出封油环与毡圈示意图(46页与191页) 十二 结束语由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 十三、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：张建中主编，徐州：中国矿业大学出版社，2、 一一一” 参考资料 1. 武汉华中科技大学出版社1999年3月ISBN7-5609-1191-9出版的机械设计课程设计（第二版）唐增生，等主编。 2. 重庆大学出版社出版社发行的，1994年12月第1版，2005年8月第6次印刷的，罗述洁，马正纲，沅日娥主编的机械设计基础。 3. 刘小静主编机械制图机械工业出版社1999版