1、設計 學生 班級 指導 完成設計 學生 班級 指導 完成廣西工業(yè)職業(yè)技術學院機械設計基礎 課程設計說 明 書學生填寫）題 目： 單極直齒圓柱齒輪減速器姓名：學號：教師：日期：廣西工業(yè)職業(yè)技術學目錄一. 傳動裝置的設計計算1. 設計方案 .32. 擇電動機型號 .43. 計算傳動裝置的總傳動比并分配各級傳動比及運動參數(shù) 5二. V帶的傳動設計1. 計算功率Pc62. 選擇V帶型號63. 確定帶輪基準直徑64驗算帶速v65. 初定中心距a。76. 初算帶長Ldo77. 確定實際中心距a78. 驗算小帶輪包角r79. 確定V帶根數(shù)Z710. 單根V帶的張緊力Fo811. 作用在軸上的壓力 812.

2、設計V帶輪，畫大帶輪零件圖 8三. 直齒圓柱齒輪傳動計算與設計1. 選擇齒輪材料及精度等級，確定許用應力 92. 按齒面接觸疲勞強度設計93. 計算主要幾何尺寸 104. 校核齒根彎曲疲勞強度 115. 驗算齒輪圓周速度116. 繪制大、小齒輪零件圖，其中大齒輪零件圖 11四. I與II軸的設計1. II軸的設計計算111-1.選擇軸的材料，確定許用應力 111-2.估算軸的最小直徑 111-3.計算齒輪受力 121-4.軸的結(jié)構(gòu)設計121-5.軸的強度校核 141- 6.繪制軸的零件圖152. I軸的設計計算.152- 1.選擇軸的材料，確定許用應力 152-2.估算軸的最小直徑 162-3

3、.計算齒輪受力 172-4.軸的結(jié)構(gòu)設計172-5.軸的強度校核 192-6.繪制軸的零件圖 20五. 軸承和聯(lián)軸器的選擇1. 軸承選擇計算.201-1.從動軸上的軸承211-2.主動軸上的軸承232. 聯(lián)軸器選擇計算 .24六. 主要零件的配合及精度、傳動裝置的設計計算序號設計內(nèi)容計算過程計算結(jié)果設計方案設計某廠不均勻物料運輸機的傳動裝置，載荷由 輕微沖擊，兩班制工作。已知條件：傳送機鼓輪轉(zhuǎn)速 75r/mi n.減速器輸出功率65/ 1|12電動汕止減速器 匚験軸胖3kw，使用年限5年。設計優(yōu)點：占用空間少1.選擇電動機的類型根據(jù)工作要求和條件，選用一般用途的 丫系列全封閉自扇冷式籠型三相異

4、步電動機。2.選擇電動機的功率電動機到鼓輪的效率為選擇電動由機械零件課程設計的表2-4查選取V帶傳動效n 二 0.859選擇電動1=0.96，滾動軸承傳動效率 一對）2=0.99，畢 式齒輪傳動效率3=0.97，彈性聯(lián)軸器效率 4=0.99， 滾筒效率5=0.97，代入得 0.96 0.993 0.97 0.99 0.96 = 0.859P0 二 3.49kw?ed =4kW所需電動機所需功率為Pw3?0w3.49 kW0 .859因載荷有輕微沖擊，電動機額定功率?ed略大于P0即可。由附表3-1查出丫洗列三相異步電動機的技術參數(shù)，選電動機額定功率為Fed =4kW o3.確定電動機轉(zhuǎn)速根據(jù)已

5、知條件傳送機鼓輪轉(zhuǎn)速為nw=75根據(jù)附表2-3推薦的V帶輪傳動比合理范圍 h=24,單級圓柱齒輪傳動i2=36，則傳動比合理 范圍為i =時2 =624 ,固電動機轉(zhuǎn)速的范圍為ng = i，nw (6 24 卜 75 = 450 1800r / min根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速，查附表3-1可知，電動機型號為Y1320M1-6的Y系列三相異步電動機， 其滿載轉(zhuǎn)速nw =960r/min。該電動機的數(shù)據(jù)如下表電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速<r/min )堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)距<r/min )最大轉(zhuǎn)矩<r/min )Y132M1-649602.02. 03計算傳動 裝置的總 傳動比并 分配

6、各級 傳動比與 計算傳動 裝置的運 動和動力 參數(shù)錯誤!總傳動比nm 960 仆 ci -12.8nw75錯誤!.分配各級傳動比為使帶傳動的外輪廓尺寸不致過大，取其傳動比h =3.2，則齒輪減速器的傳動比為i 12.8i2 _-4i13.21. 0軸 < 電動機）因 R =3.49kw ， n0 =960，故R3.49T° 9550 0 9550 況34.7n°9602.1軸 < 高速軸）E =P0 01 =3.49 漢 0.96 =3.35kwn0960ni = =300r/m ini013.2T0 = 34.7N m= 3.35kwn1 = 300r / m

7、in£ =106.6N mP2 = 3.22kwn2 = 75r / minT2 = 410N * mP3 =3.16kwn3 = 75r /m inT3 = 402N *m=9550 R =9550 匯 3.35 =106.6N mn13003.2軸 低速軸)P2=*，叫2 =R “2 3 =3.35 漢 0.99漢 0.97 =3.22kw n1300”n 2 = 75i124P3 22T2 = 9550 丄=9550 匯=410N *mn2754.3軸 鼓輪軸)P3 = P2 口23 = P2，口？ *口4 = 3.22 漢 0.99 汽 0.99 = 3.16kw2 75 _

8、 .n3 =75r/mini231P33.16T3 =9550=9550 江=402N *mg75以上計算結(jié)果列表如下表：軸名功率P/ kW轉(zhuǎn)矩 T/(N.m轉(zhuǎn)速* / .)/ min傳動比I效率口0軸 < 電動機）3.4934.79603.20.961軸 < 高速軸）3.35106.630040.962軸 <低速軸）3.224107510.983軸 <滾筒軸）3.1640275各軸的運動參數(shù)和動力參數(shù)結(jié)果如下表:二. V帶輪的設計設計步驟序號設計項目設計內(nèi)容計算結(jié)果1計算功率查表5-7取工況系數(shù) K=1.3 ；Ka=1.3PcPc=Ka F°=1.3 況 4

9、=5.2 kWPc = 5.2kw2選擇V帶型號由 R = 5.2kw 和片=960r / min查圖5-15選取A型3確定帶輪基準直徑dd1、dd2根據(jù)A型查表5-8，取dd1 =100mm帶傳動的傳動比i=3.2 ,所以大帶輪基準直徑dd2 idd1 3.2x100 320 mm 按表 5-8 將 dd2 圓整為315dd1 =100mm dd2 = 315 mm4驗算帶速V兀dd1nx 100x960 匚 “ /v 一一5.02m/ s601000 601000v在5 25m/s 范圍內(nèi)，固符合 要求5初定中心距a。由 0.7< dd1 + dd 2 )蘭 a° 蘭2&l

10、t;dd1+ d d2)，得0.7(100+315 )Ea0 蘭 2(100+315)290.5 蘭 a0 蘭 830根據(jù)范圍選取a。= 500mma0 = 500mm6初算帶長Ld 0Ld0 賂2a°+兀/2< dd1 + dd2 )+4a 0 、(315 -100 )2=2 漢 500+兀 /2<100 + 315) +4450=1677.2 mm查表確定帶的基準長度Ld =1600 mLd =1600 m7確定實際中心距a1 a ao + 一 < Ld Ld0)2ucc 1600 -1677.2 “彳=500+=461 m2amin =a 0.015 Ld =

11、437 mamax = a + 0.03 Ld=413 ma = 461mmamin = 437 mmamax = 413mm8驗算小帶輪包角口 157 30«1800 ' (dd2 -dd1)= 153.3° > 1200aa 1=153.3° >1200，故符合要求9確定V帶根數(shù)Z根據(jù)dd1和n1查表5-3得 R=0.95 kW 根據(jù)i =3.2和m =960r/min查表5-4得 R =0.83 kW根據(jù) a 1=153.3° 查表 5-5 得 Ka =0.93 根據(jù)Ld=1600伽查表5-6得Kl=0.99FCPcZ >

12、 c =cR (R+A印心心=5.2R =0.95 kW R =0.83 kWK a =0.93Kl =0.99Z=6(0.95 +0.11 ><0.93x 0.99“.33取Z=610單根V帶的 張緊力FoF°=500X ¥(罟_1)+ qv2v查表 5-1 得 q=0.3 kg/m)5 22 5=500X5.2( 2.5 -1 >+0.10 X 5.0226 漢 5.020.93=170.9NF0=170.9N11作用在軸上 的壓力Fqa153 3Fq =2z F。sin=2X 4X 398.59 X sin -=1950.8N2 2Fq=1950.8

13、N12設計V帶 輪，畫大帶輪零件圖三、直齒圓柱輪傳動設計序號設計項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1選擇齒輪 材料及精 度等級， 確定許用 應力因為傳遞功率不大，選用軟齒面組合。小 齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪選用45鋼正火。 查表6-4得小齒輪齒面硬度為220HBS大齒 輪齒面硬度為190HBS許用接觸應力h =530MPa , kh 】2=490MPa ;許用彎曲 應力 Bf 1=310MPa Af l=290MPa。h 】=530MPa &H =490MPa l=310MPa&f 】2=290MPa初步估計齒輪圓周速度V乞5m/s,由表6-5選8級精度。按齒面接觸疲勞強度設計輪轉(zhuǎn)矩Tip

14、63T1 =9.55 1 06=9.55 1 0m3oo4=9.55 10 N mm=9.55 104d 63.72 載荷系數(shù)K查表6-6，取K=1.4 齒數(shù)Zi和齒寬系數(shù)-選擇小齒輪的齒數(shù)乙=25,則大齒輪齒數(shù) Z2=25 4=100,取 Z2=100實際傳動比i0=Z2=100=4Z125傳動比的誤差i =4-4=0<2.5%,故可用。i 4查表6-9，選取d=1.2 齒數(shù)比u=4 材料彈性系數(shù)ZE查表 6-7，得 ZE =189.8錯誤!按齒面接觸疲勞強度設計取 4h =490MPa，根據(jù)式 <6-21 ）計算小輪直徑d1d1 -dU1 u 13計算主要幾何尺寸H 490 丿

15、1公463.72模數(shù) m=d1 = 63.72 =2.55 mmz125m=3d1=75mmd2 =300mm查表6-1，取標準模數(shù)m=3d1 =mz1 =3匯 25=75mma=187.5 mmd2 =mz2=< 100=300mmb=90mm夕卜嚙合中心距b2 =90mmc 1,、 3(25 +100) g*a=+ z2 F-187.52 2mmb1 =95mm齒輪的工作寬度b=®d. di-1.2 漢 75=90mm取 b2=90mmb1 =95mm查表6-8，得6F1=55.64 MPaYf1 =2.65, Yf2=2.18, Ys1 =1.59, Ys2 =1.80“

16、2=51.82 MPa孔=2kT1 Y Y0F12 'F1 Ys1bm z1校核齒根2 x 1.4 x 9.55 x 104-X2.65 X1.5990 漢 9 x 254彎曲疲勞=55.64 MPa v k F 強度升2=%YF2Ys2=2.18f 55.64Yf1*1=51.82 MPa v trF 滿足彎曲強度要求，設計合理。v巾口3.173005驗算齒輪 圓周速度v i.i8m / s60 000060"000選取8級精度合適。v = 1.18m/s繪制大、6小齒輪零 件圖，其 中大齒輪零件圖四、H與I軸的設計計算1.II軸的設計序號設計項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1選擇軸的

17、 材料，確 定許用應力軸的材料選45鋼，正火處理，查表10-1，得 抗拉強度 =600MPa，屈服強度§s=300MPa6b=600MPa5s=300MPa2估算軸的最小直徑輸出端與聯(lián)軸器相配合的軸段軸徑最小。查表10-4,取 C=11Q 則由式 <10-13），得 d 2 = C 產(chǎn)=110x 器；2 =38.6 mm軸端有一個鍵槽，直徑增大3%，查表10-5取dmin =40mmd 2 =38.6 mmdmin =40mm3計算齒輪受力分度圓直徑為d3 = mz2 =3匯 100=300mm轉(zhuǎn)矩 T=9.55 x 106 x “ =9.55 x 106 x 3.22 n27

18、5=4.10。05 N mm=410kN *mm圓周力為32T 241010 Ft=2=2733.3 Nd3300徑向力為Fr = Ft 疋 tan3=2733.3江 tan20°=1018N軸向力Fa=0da=300mmT=410kN mm Ft =2733.3 NFr=1018NFa=04軸的結(jié)構(gòu)設計軸上零件的裝配和定位方案的確定，繪制軸 系結(jié)構(gòu)草圖B1 =84 mm d1=40mm d2 =47mmda=55mm d4=58mm d5 = 67 mmL1=82mmL2=95mmL3=43mmL4=88mmL5 =8mmL6+ L7=33mmL=130mm 確定軸的各段直徑從左向

19、右，第一段與聯(lián)軸器配合，選擇彈性柱銷聯(lián)軸 器，查機械零件課程設計P95附表4-29聯(lián)軸器的規(guī)格為 HL3型，軸孔的孔徑為40mm，孔長B1=84 mm。確定di =40 mm， d? =40+ 2hmin =47 mm ;方便零件的拆裝要 求，裝軸承處在d3應符合內(nèi)徑標準系列，查機械零件課程設計Pi06表5-4，選用角接觸球軸承，代號7211C， 故d3=55mm，便于齒輪拆裝和齒輪配合處 d4應大于d3， 取 d4 =58mm， d5 = 58 2 4.5 二 67mm 確定軸的各段長度與傳動零件 如齒輪、聯(lián)軸器等）相配合的軸段長度 應比傳動零件的輪轂寬度略小2mm左右，L1 =84- 2=

20、82mm，第二段軸長考慮軸承蓋螺釘至聯(lián)軸器距離為1015mm，取L2=95mm，其余各段軸長與箱體的設計有 關，可由齒輪開始向兩端逐步確定。齒輪端面與箱壁的距離 厶2取1015mm，本題取 15mm，軸承端面與箱體內(nèi)壁的距離與軸承的潤滑有關， 本題取 =5mm ； 軸承寬 21mm 。 L3 =2+ 2 + 3+21=43mm， L4 =90 2=88mm，軸環(huán)寬度 Ls=8mm，與軸承配合的軸段長 L6 + L7 =33mm 兩支點間的跨距L=130mm。 軸的結(jié)構(gòu)細節(jié)設計在單級減速器中，將齒輪安排在箱體的中間，軸承對稱布置齒輪兩邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套 筒實現(xiàn)軸向定位和固定，

21、靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固 定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向 固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平 鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向固定。5軸的強度校核制軸的受力簡圖 圖ar-FH11 =50.9NFr=1468.6NF V11 = FV1 =1366.65M Hb -=95459M vb = 88832.25Mb =156786M e=398395.7 d =58rm.T F1rr .錯誤!計算支承反力丨d1 11F水平面支承反力：ZM1=0 130Fhii-65 Fr3°°Fa=02解得Fhii =50.9N,F 門=1468.6N垂直

22、面支承反力：1 1Fvii = Fvi = Ft27333 = 1366.65卜2 2 繪制水平面彎矩圖、垂直面彎矩圖及 合成彎矩圖 圖c、e、f) 水平面彎矩、垂直面彎矩及合成彎矩水平M Hb -=65 Fh 1 =65 1468.6=95459 N mm垂直面彎矩為MVb =65FV| =65 1366.65 =88832.25N *m 合成彎矩為 Mb = JMvb2 +M Hb2 = J88832.252 十954592 】=156786N mm 繪制扭矩圖 圖g)繪制當量彎矩圖 圖h)T危險截面的當量彎矩為Me二 J(Mb_f +(gT (1二 J1567862 十(0.6 匯 41

23、0匯 103 9 =398395.7 N mm校核危險截面的直徑查表 10-3，得 feb 】=55MPa，貝U f MeJ398395.7 , d > 3=計=41.7mmY0.1©_ib) 0.仆 55增大3%為d 3 43mm因結(jié)構(gòu)設計的軸徑為58m m,故滿足強度條件。6繪制軸的零件圖2. I軸的設計計算序號設計項目計算內(nèi)容結(jié)算結(jié)果1選擇軸的 材料，確 定許用應力軸的材料選45鋼，正火處理，查表10-1，得 抗拉強度6b=600MPa，屈服強度6s=300MPa£=600MPa6s=300MPa2估算軸的最小直徑輸出端與聯(lián)軸器相配合的軸段軸徑最小。查表104,

24、 取 C=11Q 則由式 <10-13）得d=110 漢= 24.7mmV n1V 300軸端有一個鍵槽，直徑增大3%取dmin =25mmdmin =25mm3計算齒輪受力分度圓直徑為d = = mz = 25 漢 3=75 mm轉(zhuǎn)矩 丁=9.55"06上=9.55匯106空5 n300=1.07 漢105 N mm=107 103 N mm3圓周力 Ft = 2T=2"07"0 =2853Nd75d =75mmT=107匯 103n mmFt =2853NFr=1039N徑向力 Fr = Ft tan? =2853 tan20°=1039N 軸

25、上零件的裝配和定位方案的確定，繪制軸系 結(jié)構(gòu)草圖軸的結(jié)構(gòu)設計 確定軸的各段直徑從左向右，第一段與 V帶輪配合，軸孔的孔徑為 25mm，孔長 Bi=84mm。確定 d!=25mm，d2 =25+2hmin =25+5=30 mm。方便零件的拆裝要求，裝軸承處在d3應大于d2，選擇軸承型號由機械零 件課程設計%表5-4，選角接觸球軸承代號7207C， 軸承寬度 B=17 mm，貝U d3=35mm,為便于齒輪和齒輪 配 合 處 d4 應 大 于 d3 ， d4=37mm,d5 =37 2 2.5 = 42mm右端軸承與左端相 同，取 d6=45mm。 確定軸的各段長度B1=84mmd1=25mmd

26、2 =30mmda =35 mmd4 =37mmd5 = 42mmd6=45mmL1 =93mmL2 =80 mmL3 =41 mmL4 =108 mmL5=8 mmL6+ L7 =31 mmL=130mm與傳動零件 如V帶輪）相配合的軸段長度應比傳 動零件的輪轂寬度略小2mm 左右，L1 =95-2=93mm，第二段軸長考慮軸承蓋螺釘至 V帶輪距離為1015mm，取L2 =80 mm，考慮齒輪 端面與箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁有一定距離， 則取套筒長為 20 mm ； 軸承寬 17 mm ， L3 =2+20+19=41mm， L4 =110 2=108mm，軸環(huán)寬度 Ls=8 mm，與軸

27、承配合的軸段長 Le+L7=33mm，兩支點間的跨距L=130mm軸的結(jié)構(gòu)細節(jié)設計在單級減速器中，將齒輪安排在箱體的中間，軸承對 稱布置齒輪兩邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán) 和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn) 周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配 合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位， 聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周 向固定。55軸的強度校核繪制軸的受力簡圖 圖a)r-.IM 1=0FHii =519.5NFH1=519.5NUM 2=0Fvi =1426.5NFvii =1426.5NM Hb =41040.5MVb =112693.5Mb=

28、113538.3Me =172344d =37mm卜89*FH.叮計算支承反力圖b、圖d)rr1F1ihiFH.乩HI -HI +水平面支承反力：ZM1=0由 158 Fhi 79 Fr =0 得11FH11= Fr=-1039=519.5N22Fh 1= Fh 11 =519.5N垂直面支承反力：ZM2=0由 158 FV1 -79 Ft=0 得11Fv1= Ft=2853=1426.5N22FV11 = Fv1 =1426.5N繪制水平面彎矩圖、垂直面彎矩圖及合成彎矩 圖 圖 c、e、f)i-li . 一 -FiF 水平面彎矩、垂直面彎矩及合成彎矩水平 MHb=79FH1=79 519.5

29、=41040.5 N mm垂直 MVb=79Fvi=79 1426.5=112693.5 N mm合成 Mb= M Hb2 M vb2=41040.5211269352 =113538.3 N mm 繪制扭矩圖 圖g)I 繪制當量彎矩圖 圖h)Me=Mb 2：T 2 丨=.113538.32 0.6 107 103 】=172344N mm 校核危險截面的直徑查表 10-3，得'- 4b =55MPa，貝UMed =3|r=24.7mmO1嘰】增大 3%為 d > 24.7 mm 因結(jié)構(gòu)設計的軸徑為37mm,故滿足強度條件。6繪制軸的零件圖五、軸承和聯(lián)軸器的選擇1.角接觸球軸承的

30、選擇及校核計算序號設計項目計算內(nèi)容計算結(jié)果1從動軸上的軸承根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=5X 300X 16=24000h(1>由初選的角接觸球軸承的型號為：7211C查機械零件課程設計P107可知:d=55mm外徑D=100mn寬度B=21mm基本額定動載荷Cr=52.8 KN , 基本靜載荷C。廠40.5 KN，極限轉(zhuǎn)速7500r/min<2)當量動載荷P的計算查P241頁表11-7得，【載荷系數(shù)】Kp=1.2查表11-8得 徑向載荷系數(shù)X=1 Y=0P軸向載荷Fa=0 ,P徑向載荷Fr=血應+血=&412 +2310.52 =2458.8N二 P=Kp<XFr+

31、YFa )=1.2 X <1 X 2458.8 )=2950.6N<3)壽命校驗軸承壽命P240 軸承的壽命指數(shù)總=3基本額定動載荷Cr=43.2 KN,106(43200 t 葉Lh -x=183666h =17 年60X84.4 12950.6丿因為軸承壽命大于預期壽命，所以預期壽命足夠。Fa=0Fa=0=2458.8NP=2950.6NLh =183666h2主動軸上的軸承(1>由初選的角接觸球軸承的型號為：7207C查手冊P107頁表12-5可知:d=35mm外徑 D=72mn寬度 B=17mm,基本額定動載荷Cr=30.5KN,基本靜載荷Cor=20.0KN,極限轉(zhuǎn)速8000r/min<2)當量動載荷P的計算查P241頁表11-7得，【載荷系數(shù)】Kp=1.2查表11-8得 徑向載荷系數(shù)X=1 Y=0P軸向載荷Fa=0，P徑向載荷Fr=卄應 + Fvpf=(8412 +2310.52 =2458.8N二 P=Kp<XFr+YFa )=1.2 X <1 X 2458.8 )=2950.6N根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=5X 300X 16=14000h(3>軸承壽命計算 P1=P2 故取 P