单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书.docx
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单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书
机械设计课程设计计算说明书
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一、传动方案拟定二、电动机的选择
三、计算总传动比及分配各级的传动比
.4
四、运动参数及动力参数计算
.5
五、传动零件的设计计算
•….6
六、轴的设计计算
12
七、滚动轴承的选择及校核计算
.…19
22
八、键联接的选择及计算
计算过程及计算说明
、传动方案拟疋
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传
动
F=2600N
(1)工作条件:
使用年限10年(每年按300天
V=2.1m/s
机算),二班工作制,载荷有轻微冲击,运
D=300mm
输带允许速度误差为5%。
(2)原始数据:
滚筒圆周力F=2600N;带速
V=2.1m/s;
滚筒直径D=300mm。
二、电动机选择
n滚筒
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
=133.76r/min
2、电动机功率选择:
n总=0.87
(1)传动装置的总功率:
2
n总=n带Xn轴承xn齿轮xn联轴器xn滚筒
P工作=6.28KW
=0.96X0.992X0.97X0.993x0.96
=0.87
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000n总
=(2600X2.1)/(1000X0.87)
=6.28KW
T
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60X1000V/nD
=(60X1000X2.1)/(nX300)
=133.76r/min
按手册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I'=3〜5。
取V带传
动比I‘1=2〜4,则总传动比理时范围为Ia=6~20。
故电动机转速的可选范围为n'=|'X
n筒=(6~20)X133.76=802.56〜2675.2r/min
符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。
由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为
125mm
则取ddi=140mm>dmin
dd2=ni/n2•ddi=970/440.9x100=302mm
由课本表13-9,取dd2=315mm带速V:
V=nddini/60x1000
ddi=140mm
=(nx140x970)/(60x1000)
在5〜25m/s范围内,带速合适。
初步选取中心距
a)=1.5(dd1+dd2)=1.5x(140+315)=682.5mm
取ao=700,符合0.7(dd1+dd2) Lo=2ao+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4ao =2x700+1.57(140+315)+(315-140)2/4x700=2126mm 根据课本表(13-2)取Ld=2240mm 根据课本表(13-16)得: a〜ao+Ld-Lo/2=700+(2240-2126)/2 =757mm (4)验算小带轮包角 a1=1800-dd2-dd1/ax57.3° =1800-315-140/757x57.30 =1670>1200(适用) 确定带的根数Z 所以 Z=Pc/P'=P(P1+△P1)KaKl =8.64/(2.11+0.3)X0.97X1 =3.7 ⑹计算轴上压力 Z=4根 由表13-1查得q=0.17kg/m,由式单根V带的 初拉力: Fo=500Pc/ZV(2.5/Ka-1)+qV2 =[500X8.64/4X7.1x(2.5/0.97-1)+0.1x7.12]N 则作用在轴承的压力Fq,由课本卩87式(5-19) Fq=1978.6N FQ=2ZF0Sina1/2=2x4x248.9sin167/2 =1978.6N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软 齿面。 小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为197~286HBS,7Hiim1=610Mpa,7fe1=470Mpa 大齿轮选用ZG310-570正火,齿面硬度 163~197HBS,7Hlim2=320Mpa7fe2=240Mpa (2)按齿面接触疲劳强度设计 i齿=3.3 21/3 由d1>76.43(kT1(u+1)/©du[7h]) 实际传动比lo=1O6/32=3.3125 由表11-6取©d=0.8 ⑶转矩T1 「=9.55X106xP/n1=9.55x106x7.128/440.9 =150000N•mm (4)载荷系数k 设齿轮按8级精度制造,取载荷系数k=1 (5)许用接触应力[(7h] T1=150000N•mm 通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数Sh=1.0 [Th]1=tHiim1/SH=610/1.0Mpa [Th]1=610Mpa [Th]2=320Mpa [Tf]1=376Mpa [Tf]2=192Mpa =610Mpa [Th]2=tHlim2/SH=320/1.0MPa =320Mpa 许用弯曲应力[(Tf] [Tf]=tfe/Sf 按一般可靠度选取安全系数Sf=1.25 di=103.9mm 计算两轮的许用弯曲应力 [Tf]1=Tfei/Sf=470/1.25Mpa =376Mpa m=4mm d1=128mm [Tf]2=Tfe2/Sf=240/1.25Mpa =192Mpa d2=424mm b2=85mm ccc2i1/3 320]mm b1=90mm 由表11-4得ZE=188d1>76.43(kT1(u+1)/©du[th]2)1/3 =103.9mm 模数: m=d1/Z1=103.9/32=3.2mm a=276mm 取标准模数: m=4mm确定有关参数和系数 Mc2=FazL/2=500.2x50=25N•m Mc2=25N•m Me=26.6N•m T=48N•m Mee=99.6Nm ⑷绘制合弯矩图(如图d) Mc=(Mc12+Mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m (7e=14.5MPa <[(T-1]b (5)绘制扭矩图(如图e) 转矩: T=9.55x(P2/n2)x106=48N•m (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, a=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[MC2+(aT)2]1/2 =[26.62+(1X48)2]1/2=54.88N•m (7)校核危险截面C的强度 由式(6-3) d=35mm (7e=Mec/0.1d33=99.6/0.1X413=14.5MPav[(T-1]b=60MPa •••该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217〜255HBS)根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115 d>c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 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 宽度为17mm。 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,则取套筒长为 20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮 毂宽度为2mm。 (3) 按弯扭复合强度计算 Mci=16.1N•m Mc2=44.26N•m Mc=47.1N•m Faz=FBz=Ft/2=1806.7/2=903.35N ⑵由两边对称,书籍截C的弯矩也对称 ②求转矩: 已知T3=271N-m 3求圆周力Ft: 根据课本P127(6-34)式得 3 Ft=2T3/d2=2x271x103/300=1806.7N 4求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得 Fr=Ft•tana=1806.7x0.36379=657.2N 5•.•两轴承对称 LA=LB=49mm (1)求支反力Fax、fby、faz、fbz Fax=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N 截面C在垂直面弯矩为 Mci=FayL/2=328.6x49=16.1N•m Mc2=FazL/2=9O3.35x49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 Mc=(Mci2+Mc22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 (7e=1.36Mpa <[-l]b =47.1N•m ⑸计算当量弯矩: 根据课本P235得a=1 Mec=[Mc2+(aT)2]1/2=[47.12+(1x271)2]1/2 (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) 3 (re=Mec/(O.ld)=275.06/(0.1x45) =1.36Mpav[(T-i]b=60Mpa •••此轴强度足够 轴承预计寿命 48720h Fs1=Fs2=315.1N =275.O6N•m 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 16x365x8=4872O小时 1、计算输入轴承 (1)已知nn=458.2r/min 两轴承径向反力: Fr1=Fr2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型 yi=0 Fs=0.63Fr贝yFsi=Fs2=0.63Fri=315.1N ⑵VFs1+Fa=Fs2Fa=O X2=1 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 y2=0 Fa1=Fs1=315.1NFa2=Fs2=315.1N (3)求系数x、y Fa1/Fr1=315.1N/500.2N=0.63 Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表(11-8)得e=0.68 Fa1/FR1 y1=0 y2=0 P1=75O.3N P2=75O.3N (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P263表(11-9)取fp=1.5 根据课本P262(11-6)式得 LH=1047500h •••预期寿命足够 P1=fp(X1FR1+y1FA1)=1.5X(1X5OO.2+O)=75O.3N P2=fp(X2FR1+y2FA2)=1.5X(1x5OO.2+O)=75O.3N (5)轴承寿命计算 VP1=P2故取P=75O.3N V角接触球轴承£=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N 由课本P264(11-10C)式得 LH=16670/n(ftCr/P)e Fr=903.35N =16670/458.2X(1x23000/750.3)3 Fs1=569.1N =1047500h>48720h •••预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nm=76.4r/min Fa=0Fr=Faz=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本P265表(11-12)得Fs=0.063Fr,则 Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x903.35=569.1N (2)计算轴向载荷Fa1、Fa2 X1=1 TFs1+Fa=Fs2Fa=0 y1=0 ••任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松 X2=1 端 y2=0 两轴承轴向载荷: Fa1=Fa2=Fs1=569.1N (3)求系数x、y Fa1/Fr1=569.1/903.35=0.63 Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63 P1=1355N 根据课本P263表(11-8)得: e=0.68 P2=1355N yi=O y2=0 (4)计算当量动载荷Pi、P2 根据表(11-9)取fp=1.5 根据式(11-6)得 Pi=fp(X1FR1+y1FA1)=1.5X(1x903.35)=1355N P2=fP(X2FR2+y2FA2)=1.5x(1X903.35)=1355N (5)计算轴承寿命Lh Lh=2488378.6h 故轴承合格 Lh=16670/n(ftCr/P)e =16670/76.4X(1x30500/1355)3 =2488378.6h>48720h •••此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查手册得,选用C型平键,得: (Tp=29.68Mpa A型平键 键A8x7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm T2=48N•mh=7mm 10x8 根据课本P243(10-5)式得 Tp=101.87Mpa (Tp=4T2/dhl=4X48000/22x7x42 =29.68Mpav[tr](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mmL3=48mmT=271N•m A型平键 查手册P51选A型平键 16x10 键10x8GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mmh=8mm Tp=60.3Mpa Tp=4T/dhl=4X271000/35X8x38 =101.87Mpa<[Tp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm 查手册P51选用A型平键 键16X10GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mmh=10mm 据课本P243式(10-5)得 Tp=4T/dhl=4X6100/51x10x34=60.3Mpav[tp]
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