一级圆柱斜齿轮减速器.doc

1、 1 / 7机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定.2 二、电动机的选择.2 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 八、键联接的选择及计算22 设计题目：V 带单级圆柱减速器 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （1） 工作条件：使用年限 8 年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。 （2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径 D=500mm；滚筒长度L=500mm。 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、 2、电动机功率选择： （1）传动装置的总功率： 总= 带2 轴承 齿轮 联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率： P 工作=FV/1000 总 =10002/10000.8412 =2.4KW 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒=601000V/D =6010002.0/50 =76.43r/min 按手册 P7 表 1 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=Ia n 筒=（624）76.43=

3、4591834r/min 符合这一范围的同步转速有 750、1000、和1500r/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：如指导书 P15页第一表。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=1000r/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。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩 2.0。质量 63kg。 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/n 筒=9

4、60/76.4=12.57 2、分配各级伟动比 （1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 齿轮=6（单级减速器 i=36 合理） （2） i 总=i 齿轮I 带 i 带=i 总/i 齿轮=12.57/6=2.095 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n 电机=960r/min nII=nI/i 带=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i 齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P 工作=2.4KW PII=PI 带=2.40.96=2.304KW PIII=PII 轴承 齿轮=2.3040.

5、980.96 =2.168KW 3、 计算各轴扭矩（N;mm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960 =23875N;mm TII=9.55106PII/nII =9.551062.304/458.2 =48020.9N;mm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000N;mm 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 2 / 7由课本 P83 表 5-9 得：kA=1.2 PC=KAP=1.23=3.9KW 由课本 P82 图 5-10 得：选用 A 型 V 带 （2） 确定带

6、轮基准直径，并验算带速 由课本图 5-10 得，推荐的小带轮基准直径为 75100mm 则取 dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2;dd1=960/458.2100=209.5mm 由课本 P74 表 5-4，取 dd2=200mm 实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min 转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（适用） （5）确定带的根数 根据课本 P78 表（5-5）P1=0.95KW 根据课本 P79 表（5-6）P1=0.11KW 根据课本 P81 表（5-7）K=0.96 根据课本

7、 P81 表（5-8）KL=0.96 由课本 P83 式（5-12）得 Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99 (6)计算轴上压力 由课本 P70 表 5-1 查得 q=0.1kg/m，由式（5-18）单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N =158.01N 则作用在轴承的压力 FQ，由课本 P87 式（5-19） FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齿轮传动的设计计算 （

8、1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表 6-12 选 7 级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15） 确定有关参数如下：传动比 i 齿=6 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=620=120 实际传动比 I0=120/2=60 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%48720h 预期寿命足够 2、计算输出轴承

9、 (1)已知 n=76.4r/min Fa=0 FR=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=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷 FA1、FA2 FS1+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=569.1N (3)求系数 x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本 P263 表（11-8）得：e=0.68 FA1

10、/FR148720h 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： 键 A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm T2=48N;m h=7mm 根据课本 P243（10-5）式得 p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d3=35mm L3=48mm T=271N;m 查手册 P51 选 A 型平键 键 108 GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mm h=8mm p=4T/dhl=4271000/35838

11、=101.87Mpap(110Mpa) 3、输出轴与齿轮 2 联接用平键联接 轴径 d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm 查手册 P51 选用 A 型平键 键 1610 GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mm h=10mm 据课本 P243 式（10-5）得 p=4T/dhl=46100/511034=60.3Mpap F=1000N V=2.0m/s 6 / 7D=500mm L=500mm 滚筒=76.4r/min 总=0.8412 P 工作=2.4KW 电动机型号 Y132S-6 i 总=12.57 据手册得 i 齿轮=6 i 带=2.095 nI =960r

12、/min nII=458.2r/min nIII=76.4r/min PI=2.4KW PII=2.304KW PIII=2.168KW TI=23875N;mm TII=48020N;mm TIII=271000N;mm d2=209.5mm 取标准值 dd2=200mm n2=480r/min V=5.03m/s 210mma0600mm 取 a0=500 Ld=1400mm a0=462mm Z=4 根 F0=158.01N FQ =1256.7N i 齿=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=50021.8N;mm HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa NL1=

13、1.28109 NL2=2.14108 ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 H1=524.4Mpa H2=343Mpa d1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa YNT1=0.88 YNT2=0.9 YST=2 SF=1.25 F1=77.2Mpa F2=11.6Mpa a =175mm V =1.2m/s d=22mm d1=22mm L1=50mm d2=28mm L2=93mm d3=35mm

14、 L3=48mm d4=41mm L4=20mm d5=30mm L=100mm Ft =1000.436N Fr=364.1N FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ =500.2N MC1=9.1N;m MC2=25N;m MC =26.6N;m T=48N;m Mec =99.6N;m e =14.5MPa -1b 7 / 7d=35mm Ft =1806.7N FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N MC1=16.1N;m MC2=44.26N;m MC =47.1N;m Mec =275.06N;m e =1.36Mpa -1b 轴承预计寿命 48720h FS1=FS2=315.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N LH=1047500h 预期寿命足够 FR =903.35N FS1=569.1N x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=1355N P2=1355N Lh =2488378.6h 故轴承合格 A 型平键 87 p=29.68Mpa A 型平键 108 p=101.87Mpa A 型平键 1610 p =60.3Mpa 阅读全文(6276) | 回复(6) #1 回复