课程设计单级圆柱减速器

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1、课程设计单级圆柱减速器课程设计单级圆柱减速器、传动方案拟定 第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器 （1） 工作条件：使用年限 10 年，每年按 300 天计算，两班制工作，载荷平稳。 （2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1.7KN；带速 V=1.4m/s； 滚筒直径 D=220mm。 运动简图 二、电动机的选择 1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y 系列三相异步电动机。 2、确定电动机的功率： （1）传动装置的总效率： 总= 带2 轴承 齿轮 联轴器 滚筒 =0.960.9920.970.990.95 =0.86 (2)电机所需的工作功率：

2、 Pd=FV/1000 总 =17001.4/10000.86 =2.76KW 3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速： Nw=601000V/D =6010001.4/220 =121.5r/min 根据【2】表 2.2 中推荐的合理传动比范围，取 V 带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围 Ic=35，则合理总传动比 i 的范围为 i=620，故电动机转速的可选范围为 nd=inw=（620）121.5=7292430r/min 符合这一范围的同步转速有 960 r/min 和 1420r/min。由【2】表8.1 查出有三种适用的电动机型号、如下表 方案 电动机型号 额定功率 电动机

3、转速（r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮 1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63 2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89 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，比较两种方案可知：方案 1 因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案 2 适中。故选择电动机型号 Y100l2-4。 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 Y100l2-4。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速 1420r/min，额定转矩2.2。 三、计算

4、总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i 总=n 电动/n 筒=1420/121.5=11.68 2、分配各级传动比 （1） 取 i 带=3 （2） i 总=i 齿i 带 i 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=nm/i 带=1420/3=473.33(r/min) nII=nI/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/min) 滚筒 nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd 带=2.760.96=2.64KW PII=PI 轴承 齿轮=2

5、.640.990.97=2.53KW 3、 计算各轴转矩 Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56N?m TI=9.55p2 入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m TII =9.55p2 入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m 五、传动零件的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算 （1） 选择普通 V 带截型 由课本1P189 表 10-8 得：kA=1.2 P=2.76KW PC=KAP=1.22.76=3.3KW 据 PC=3.3KW 和 n1=473.33r/min 由课本1P189 图 10-12 得：选用 A 型

6、 V 带 （2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由1课本 P190 表 10-9，取 dd1=95mmdmin=75 dd2=i 带 dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm 由课本1P190 表 10-9，取 dd2=280 带速 V：V=dd1n1/601000 =951420/601000 =7.06m/s 在 525m/s 范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心距 初定中心距 a0=500mm Ld=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0 =2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450 =1605.8mm 根据课本1表（1

7、0-6）选取相近的 Ld=1600mm 确定中心距 aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm (4) 验算小带轮包角 1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a =1800-57.30(280-95)/497 =158.6701200（适用） （5） 确定带的根数 单根 V 带传递的额定功率.据 dd1 和 n1，查课本图 10-9 得 P1=1.4KW i1 时单根 V 带的额定功率增量.据带型及 i 查1表 10-2 得 P1=0.17KW 查1表 10-3，得 K=0.94；查1表 10-4 得 KL=0.99 Z= PC/(P1+P1)K

8、KL =3.3/(1.4+0.17) 0.940.99 =2.26 (取 3 根) (6) 计算轴上压力 由课本1表 10-5 查得 q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN 则作用在轴承的压力 FQ FQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2) =791.9N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常 齿轮采用软齿面。查阅表1 表 6-8，选用价格便宜便

9、于制造的材料，小齿轮材料为 45 钢，调质，齿面硬度 260HBS；大齿轮材料也为 45 钢，正火处理，硬度为 215HBS； 精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 确定有关参数如下：传动比 i 齿=3.89 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 20=77.8 取 z2=78 由课本表 6-12 取 d=1.1 (3)转矩 T1 T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660N?mm (4)载荷系数 k : 取 k=1.2 (5)许用接

10、触应力H H= Hlim ZN/SHmin 由课本1图 6-37 查得： Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa 接触疲劳寿命系数 Zn：按一年 300 个工作日，每天 16h 计算，由公式 N=60njtn 计算 N1=60473.331030018=1.36x109 N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108 查1课本图 6-38 中曲线 1，得 ZN1=1 ZN2=1.05 按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin=1.0 H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa H2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

11、故得： d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3 =49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm 取课本1P79 标准模数第一数列上的值，m=2.5 (6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm 齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm 取 b2=55mm b1=60mm (7)复合齿形因数 YFs 由课本1图 6-40 得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力bb 根据课本1P116： bb= bblim Y

12、N/SFmin 由课本1图 6-41 得弯曲疲劳极限 bblim 应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa 由课本1图 6-42 得弯曲疲劳寿命系数 YN：YN1=1 YN2=1 弯曲疲劳的最小安全系数 SFmin ：按一般可靠性要求，取 SFmin =1 计算得弯曲疲劳许用应力为 bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpa bb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa 校核计算 bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa48000h 预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:620

13、6 查1表 14-19 可知:d=30mm,外径 D=62mm,宽度 B=16mm, 基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷 CO=111.5KN, 查2表 10.1 可知极限转速 13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命 Lh=1030016=48000h （1）已知 nI=473.33(r/min) 两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N 根据课本 P265（11-12）得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS

14、1=711.8N FA2=FS2=711.8N (3)求系数 x、y FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63 FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63 根据课本 P265 表（14-14）得 e=0.68 FA1/FR148000h 预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算 1根据轴径的尺寸，由1中表 12-6 高速轴(主动轴)与 V 带轮联接的键为：键 836 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键 1040 GB1096-79 2键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键 1445 GB1096-79 bh=

15、149,L=45,则 Ls=L-b=31mm 圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N 挤压强度： =56.93125150MPa=p 因此挤压强度足够 剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够 键 836 GB1096-79 和键 1040 GB1096-79 根据上面的步骤校核，并且符合要求。 八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M181.5 油面指示器 选用游标尺 M12 起吊装置 采用箱盖吊耳、箱座吊耳. 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M181.5 根据机械设计基础课程设计表 5.3 选择适当型号： 起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料 Q235 螺栓：GB578286 M14100，材料 Q235 箱体的主要尺寸： ： (1)箱座壁厚 z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取 z=8 (2)箱盖壁厚 z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取 z1=8 (3)箱盖凸缘厚度 b1=1.5z1=1.58=12