课程设计2

机械课程设计说明书设计题目：单级直齿轮带式减速器院系：专业：姓名：1、设计任务书1．1设计条件（老师给你的）1.2原始任务1.3设计任务1.4设计要求1）设计一级闭式圆柱齿轮减速器；2）完成装配图1张，零件图2张；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：运输带卷筒所需拉力F=1.5KN；运输带卷筒工作速度v=1.8sm；运输带卷筒直径D=260mm。2、整体方案设计2.1传动方案的选择带式输送机的传动装置设计方案图如下：1.电动机2.带传动3.减速器4.联轴器5.滚筒6.传动带2.2电动机的选择5：滚筒效率效率带的传动比7，取V带传动比6~2i1，一级圆柱齿轮减速器传动比2．1电动机类型的选择按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。2.2确定电动机的功率和型号2.2.1计算装置的传动效率1：联轴器效率2：圆柱齿轮传动效率3：V带传动效率4：滚动轴承传动效率由参考书表2-4查得：1=0.99（齿式联轴器）,2=0.96(8级精度),3=0.95（V带传动）,4=0.99(滚动轴承)，5=0.95（已知）传动装置的总效率：21234520.990.960.950.990.950.8412.2.2计算电动机所需功率dPd1.5*1.8P3.21KW0.841Fv由参考书[1]表13-1可选取电动机的额定功率为4KW。2.2.3确定电动机转速总传动比mnin，其中mn为电动机的满载转速，n是滚筒的转速。60*1000*60*1000*1.8132.2/min3.14*3.14*260vnrD5~3i2，则总传动比合理范围为30~6i，，电动机的转数可选范围为：''(630)132.2mindrnin793.23966minr符合这一范围的同步转速有1000minr、1500minr和3000minr三种，可查三种方案，见下表1：2.3计算总传动比及分配各级传动比表1三种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)ⅠY132M-641000960ⅡY112M-4415001440ⅢY112M-2430002890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，为了使传动装置结构紧凑，选用方案Ⅱ较合理。2.2.4确定电动机型号根据电动机功率和同步转速，选定电动机的型号为Y112M-4。查参考书[1]表13-1和13-2，可知电动机有关参数如下：电动机的额定功率0P4KW电动机的满载转速mn=1440rmin电动机的外伸轴直径D=28mm电动机的外伸轴长度E=60mm电动机的安装尺寸A=190mm，AB=245mm为了使带传动的外廓尺寸不致过大，取传动比12.5i则齿轮传动比：24.36i。2.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴的转速为：高速轴;14401576/min2.5nr低速轴：5762132.11/min4.36nr滚筒轴2132.11/minnnr，2.4.2各轴功率：高速轴：313.8dppkw低速轴032243.61ppkw卷筒轴输入功率2253.4wppkw2.4.3各轴转矩：电动机轴049500*27.141440TNm高速轴10*1*0.9564.46TTiNm低速轴21*2*0.99*0.96267.1TTiNm卷筒轴输入转矩32*0.99*0.95251.2TTNm将计算数值列表如下：轴号功率(KW)转矩T(N·m)转速n（r/min）电机轴427.141440Ⅰ轴3.864.46576Ⅱ轴3.61267.1132.11卷筒轴3.4251.2132.112.3.1传动装置总传动比i=m144010.89132.2nn2.3.2分配到各级传动比3、传动件的设计计算3.1V带传动的设计计算3.1.1选择V带型号：查表，得工作情况系数AK1.1所需传递的功率cP0*4.4APcKPkw又因1440/mindnr（小带轮转速）故选择V带的型号为A型3.1.2.确定带轮直径：由设计手册得：小带轮直径：D1=90（最小为75）大带轮直径：D2=i1*D1=225mm3.1.3．核算带速：3.14*90*14406.78/60*1000Vms因为sm/5＜v＜sm/25所以v符合要求3.1.4．初步确定中心距：1(7.0D+)2D＜0a＜1(2D+)2D；220.5mm＜0a＜630mm取a0=450mm3.1.5．确定带长dL002La+1(2D+)2D+0212a4)(－DD1404.68mm查设计手册，取带的基准长度1400LdmmdL35003.1.6．计算实际中心距：0aa+02dLL447.66mm3.1.7．校核V带带轮包角：小带轮21118057.3DDa162.72＞120所以，均符合要求3.1.8．确定V带根数z由式000/[]()ddlPZPPPPKK根据D1=90mm，1440/mindnr查表得：0p=1.07kw，0p0.17kw。查表9.1得长度修正系数：LK=0.96，查表得包角系数：aK0.955V带根数Z=3.87故取z4根。选用4根A型V带，中心距a=447.66mm，带轮直径D1=90mm，D2=225mm.3.1.9．带轮的设计3.2齿轮传动的设计与计算3.2.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度齿轮传动；3）材料的选择。由[2]表10-1选择小齿轮材料为45钢，并进行调质处理，平均硬度为240HBS，大齿轮的材料为45钢，并进行正火处理，平均硬度为200HBS，两者硬度差为40HBS；4）选小齿轮齿数为Z1=22，大齿轮齿数Z2可由Z2=i21Z得Z2=79.86，取80；3.2.2.按齿面接触疲劳强度设计1、选载荷系数Kt=1.32、小齿轮传递转矩：T1=77.35Ｎ.m３、接触应力循环次数：9160*480*1*24*240*101.66*10N821/3.634.6*10NN由此可查表取接触疲劳强度寿命系数121,1.05NNZZ4、接触疲劳强度极限：lim1lim2590,550,HHMPaMPa5、接触疲劳强度安全系数：1HS6、计算许用接触应力：lim111*[]590HNHHZMPaS，lim211*[]577.5HNHHZMPaS7、计算小齿轮分度圆直径：31211**[]tHEdHKTZZudu其中：齿宽系数d=1，弹性系数189.9EZMPa，节点区域系数HZ=2.5.计算得：1td59.98mm8、计算圆周速度：3.14*59.98*14404.52/60*1000tvms3.3轴径的计算3.3.1.轴的材料选择根据轴的工作条件，45号钢是轴的常用材料，所以这里选用45钢，并经调质处理，查表得强度极限600bMPa，许用弯曲应力159bMPa3.3.2.轴的最小直径估算按满足扭转强度条件进行最小直径估算，计算公式：）mm（nd3PC当该轴上有一个键槽时，d增大5%~7%；当该轴上有两个键槽时，d增大10%~15%。C值由表4-3来确定：C=110。3.2.3高速轴的设计331min3.8*110*20.63576PdCmmn因为在最小直径处开有一个键槽为了安装带轮，所以1mind20.6310.0722.07mm（），最后取：1min24dmm3.2.4低速轴的设计332min3.61*110*33.13132.11PdCmmn因为在最小直径处开有一个键槽为了安装联轴器，在轴的中间开一个键槽安装大齿轮，所以2mind33.1310.1237.11mm（），最后取：2min38dmm3.3.5高速轴的结构设计高速轴的结构草图如图2所示1）.各轴段直径的确定d5:轴的最小直径，取1mind=24mm；d4：密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取30mm；d1：滚动轴承处轴段直径，取35mm，由[1]表15-1初选滚动轴承6007；d2：齿轮处轴段，由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构，取42mm；d3：小齿轮的分度圆直径55mm；2）各轴段长度的确定d5:由外接的联轴器确定，取50mm；d4：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取45mm；d3：小齿轮的宽度，取54mm；d2：齿轮两侧轴段，取8mm；d1：滚动轴承处轴段直径，取25mm高速轴的结构尺寸列于表3表3高速轴的结构尺寸轴段d1d2d3d4d5直径/mm3542554224长度/mm2585445503.3.6.低速轴的结构设计低速轴的结构草图所示1）.各轴段直径的确定d5:轴的最小直径，取2mind=38mm；d4：密封处轴段直径，根据轴向定位以及密封圈的尺寸要求，取42mm；d1：滚动轴承处轴段直径，取45mm，由[1]表15-1初选滚动轴承6009；d2：齿轮轴肩，取55mm；d3：大齿轮安装直径50mm；2）各轴段长度的确定d5:由外接的联轴器确定，取60mm；d4：由箱体结构、轴承端盖尺寸、装配要求等确定，取45mm；d3：大齿轮的宽度，取46mm；d2：轴肩，取10mm；d1（左边）：取30mm；d1（右边）：取40mm；低速轴的结构尺寸列于表3表4低速轴的结构尺寸轴段d1左d1右d2d3d4d5直径/mm454555504238长度/mm3040104645603.3.7.轴的校核1）对称循环弯曲许用应力选轴的材料为45钢，调质处理，查表得强度极限600bMPa，许用弯曲应力159bMPa由[4]表14-1查得对称循环弯曲许用应力][1-=55MPa；2）轴空间受力图因为选用的是直齿圆柱齿轮，齿轮啮合处作用有径向力和圆周力，画出轴空间受力图，如图4所示：图4①画出轴的受力图（图a）并确定轴上的作用力。圆周力2TF，径向力rF2222*267.110.68350TTFKNd22tan3887.46rTFFN（为压力角20°）②水平面内的弯矩图(图b)，支点反力为253402THAFFN危险截面处的水平弯矩为：*48256.7HCHAMFNm③水平面内的弯矩图(图b)，支点反力为21943.72rVAFFN危险截面处的垂直弯矩为：*4893.3VCVAMFNm作合成弯矩图（图d）m273.12N2C2CVHMMM④做转矩图mNT.1.2672⑤求弯矩因减速器单向运转，故认为转矩为脉动循环变化，取修正系数6.0危险截面的总合成弯矩为mNTMM161.11)(221⑥验证危险截面处直径是否符合要求轴的材料为45钢经调质处理，查表得强度极限600bMPa，许用弯曲应力159bMPa查，可得：mmMdb30590.110161.11][1.033113'1，又'151.05d31.550mmdmm，所以是安全的。同理可验证轴1也是安全的。3.4联轴器选用低速轴上所需联轴器选用：根据直径选择和工作要求，为了缓和冲击，减速器的输出轴应选用弹性柱销联轴器。由表可知，取3.1AK,所以联轴器的计算转矩m326.56251.23.10caNTKTA按照计算转矩caT应小于联轴器的公称转矩的条件，可查表14-43，确定选GX型凸缘连轴联轴器；标记为：GX联轴器20035843/50385038TGBJBJ3.5键选用高速轴上连接带轮的键：由[1]表11-26选择b×h×L=8mm×7mm×40mm标记为：键8×7×40GB/T1096-2003;低速轴上分别与大齿轮和联轴器连接的键：联轴器：由[1]表11-26选择b×h×L=10mm×8mm×5