单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书17689.docx

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单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书17689

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

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第三组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限10年（每年按300天机算），二班工作制，载荷有轻微冲击，运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

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

2、电动机功率选择：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.993×0.96

=0.87

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=（2600×2.1）/（1000×0.87）

=6.28KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=（60×1000×2.1）/（π×300）

=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’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（6~20）×133.76=802.56~2675.2r/min

符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。

考虑电动机的满载转速，可见第1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Y160M-6。

其主要性能：

额定功率：

7.5KW，满载转速970r/min。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=970/133.76=7.25

2、分配各级伟动比

（1）取齿轮i齿轮=3.3（单级减速器i=3~5合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=7.25/3.3=2.2

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=970r/min

=nI/i带=970/2.2=440.9（r/min）

/i齿轮=440.9/3.3=133.6（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

=P额=7.5KW

×η带=7.5×0.96=7.2KW

×η轴承×η齿轮=7.2×0.99×0.97

=6.91KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

=9.55×106P

=9.55×106×7.5/970

=73.84N·m

=9.55×106P

=9.55×106×7.2/440.9

=155.95N·m

=9.55×106P

=9.55×106×6.91/133.6

=499.2N·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

由表13-8得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×7.2=8.64KW

由课本图13-15得：

选用B型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为

125mm

则取dd1=140mm>dmin

dd2=n1/n2·dd1=970/440.9×100=302mm

由课本表13-9，取dd2=315mm

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=（π×140×970）/（60×1000）

=7.1m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长Ld和中心矩a

初步选取中心距

a0=1.5（dd1+dd2）=1.5×（140+315）=682.5mm

取a0=700，符合0.7（dd1+dd2）＜a0＜2（dd1+dd2）

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=2×700+1.57（140+315）+（315-140）2/4×700

=2126mm

根据课本表（13-2）取Ld=2240mm

根据课本表（13-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=700+（2240-2126）/2

=757mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-315-140/757×57.30

=1670>1200（适用）

（5）确定带的根数Z

根据表（13-3）P1=2.11KW

根据表（13-5）△P1=0.3KW

根据表（13-7）Kα=0.97

根据表（13-8）KL=1

所以

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=8.64/（2.11+0.3）×0.97×1

=3.7

（6）计算轴上压力

由表13-1查得q=0.17kg/m，由式单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×8.64/4×7.1×（2.5/0.97-1）+0.1×7.12]N

=248.9N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×248.9sin167/2

=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,σHlim1=610Mpa,σFE1=470Mpa

大齿轮选用ZG310-570正火，齿面硬度163~197HBS,σHlim2=320MpaσFE2=240Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i齿=3.3

取小齿轮齿数Z1=32。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3.3×32=106

实际传动比I0=106/32=3.3125

传动比误差：

i-i0/I=（3.3125-3/3.3）<2.5%可用

齿数比：

u=i齿=3.3

由表11-6取φd=0.8

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×7.128/440.9

=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[σH]

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

[σH]1=σHlim1/SH=610/1.0Mpa

=610Mpa

[σH]2=σHlim2/SH=320/1.0Mpa

=320Mpa

许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFE/SF

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFE1/SF=470/1.25Mpa

=376Mpa

[σF]2=σFE2/SF=240/1.25Mpa

=192Mpa

由表11-4得ZＥ＝１８８

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×150000×（3.3+1）/0.8×3.3×3202]1/3mm

=103.9mm

模数：

m=d1/Z1=103.9/32=3.2mm

取标准模数：

m=4mm

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=4×32mm=128mm

d2=mZ2=4×106mm=424mm

齿宽：

b=φdd1=0.8×103.9mm=83.12mm

取b2=85mmb1=90mm

中心距a=（d1+d2）/2=276

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

YFa1=2.56YSa1=1.63

YFa2=2.23YSa2=1.82

将各参数代入式（6-49）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1.2×150000/85×42×32）×2.56×1.63Mpa

=61.3Mpa<[σF]1

σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1

=34.48×（2.23×1.82）/（2.56×1.63）Mpa

=59.6Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×96×440.9/60×1000

=2.22m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥115（2.304/458.2）1/3mm=19.7mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=19.7×（1+5%）mm=20.69

∴选d=22mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=22mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度和右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=50021.8N·mm

③求圆周力：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=182.05N

FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=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，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[26.62+（1×48）2]1/2=54.88N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-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

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和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

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=271N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1806.7×0.36379=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

FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

=47.1N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×271）2]1/2

=275.06N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

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

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=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

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

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=0y2=0

（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

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=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=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=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/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据表（11-9）取fP=1.5

根据式（11-6）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×903.35）=1355N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=3

根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N

根据课本P264表（11-10）得：

ft=1

根据课本P264（11-10c）式得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/76.4×（1×30500/1355）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：

键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

根据课本P243（10-5）式得

σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴和齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴和齿轮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16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

F=2600N

V=2.1m/s

D=300mm

n滚筒=133.76r/min

η总=0.87

P工作=6.28KW

电动机型号

Y160M-6

i总=7.25

i齿轮=3.3

i带=2.2

nI=970r/min

=440.9r/min

=133.6r/min

=7.5KW

=7.2KW

=6.91KW

=73.84N·m

=155.95N·m

=499.2N·m

dd1=140mm

dd2=315mm

V=7.1m/s

Ld=2240mm

a=757mm

Z=4根

F0=248.9N

FQ=1978.6N

i齿=3.3

Z1=32

Z2=106

k=1

u=3.3

T1=150000N·mm

[σH]1=610Mpa

[σH]2=320Mpa

[σF]1=376Mpa

[σF]2=192Mpa

d1=103.9mm

m=4mm

d1=128mm

d2=424mm

b2=85mm

b1=90mm

a=276mm

YFa1=2.56YSa1=1.63

YFa2=2.23YSa2=1.82

σF1=61.3Mpa

σF2=59.6Mpa

SF=1.25

V=2.22m/s

d=22mm

d1=22mm

L1=50mm

d2=28mm

L2=93mm

d3=35mm

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

σe=14.5MPa

<[σ-1]b

d=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

σe=1.36Mpa

<[σ-1]b

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8×7

σp=29.68Mpa

A型平键

10×8

σp=101.87Mpa

A型平键

16×10

σp=60.3Mpa

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