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项目综合实践训练说明书

设计题目：

设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

班级：

机制103011

设计者：

李博

学号：

10153033

指导教师：

刘小兰

一、传动方案拟定…………….……………………………….1

二、电动机的选择……………………………………….…….1

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….3

四、运动参数及动力参数计算………………………….…….4

五、传动零件的设计计算………………………………….….8

六、轴的设计计算………………………………………….....10

七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….....14

八、键联接的选择及计算………..……………………………17

九、课程设计总结………………………………………….....19

计算过程及计算说明

主要结果

一、传动方案拟定

第一组：

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8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

2、原始数据：

输送带工作拉力F=4.8KN；带速V=1.4m/s；

滚筒直径D=440mm；

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

按工作要求和工作条件，选择Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构。

2、电动机功率选择：

选择电动机功率时应保证：

Ped≥Pd

Pd=Pw/η总

Pw=FV/1000

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

（2）电动机输出功率：

Pw=FV/1000=4800×1.4/1000=6.72KW

Pd=Pw/η总

=6.72/0.85

=7.9KW

由P282页附录Ⅱ-B选取电动机额定功率Ped=11kw

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×440

=60.8r/min

按P217表12-1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I’1=3~6。

取V带传动比I’2=2~4，则总传动比合理范围为I总=6~24。

故电动机转速的可选范围为：

n’d=I总×n筒=（6~24）×60.8=364.8~1459.2r/min

符合这一范围的额定转速有730、970r/min。

根据容量和转速，由课本P282查出有二种适用的电动机型号：

因此有二种传动比方案：

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1方案比较适合，则选n=970r/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，由P283表B—1选定电动机型号为Y160L-6。

其主要性能：

额定功率：

11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。

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=970/60.8=15.95

2、分配各级传动比

（1）根据课本P217表12-1，取齿轮i1’=6（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i1’×i2’

∴i2’=i总/i1’=15.95/6=2.66

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/i2’=970/2.66=364.66（r/min）

/i1’=364.66/6=60.78（r/min）

2、计算各轴的功率（Kw）

=Ped=11Kw

×η带=11×0.96=10.56Kw

×η轴承×η齿轮=10.56×0.98×0.97

=10.04Kw

3、计算各轴扭矩（N·mm）

T1=9.55×103P

=9.55×103×11/970

=108.29N·m

T2=9.55×103P

=9.55×103×10.56/364.8

=276.45N·m

T3=9.5×103P

=9.55×103×10.04/60.78

=1595.9N·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带型号

由课本P116表5-8得：

kA=1.1

PC=KAPed=1.1×11=12.1KW

由课本P117图5-8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5-8得，推荐的小带轮基准直径为125~140mm

则取dd1=132mm

dd2=i2’·dd1=2.66×132=351.12mm

由课本P109表5-2，取dd2=355mm

i2=dd2/dd1=355/132=2.7

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=970×（132/355）

=360.7r/min

传动比误差为：

i2-i2’/i2’=2.7-2.66/2.66

=1.5%<5%（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×132×970/60×1000

=6.7m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P117式（5-16）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（132+355）≤a0≤2×（132+355）

所以有：

340.9mm≤a0≤974mm

由课本P117式（5-17）得：

Ld0=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0

=2×600+1.57（132+355）+（355-132）2/4×600

=1985.31mm

根据课本P109表（5-3）取Ld=2000mm

根据课本P117式（5-18）得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（2000-1985.31）/2

=600+7.345

=607.345mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（355-132）/607×57.30

=1800-21.10

=158.90>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P114表（5-5）P1=1.86KW

根据课本P115表（5-6）△P1=0.3KW

根据课本P115表（5-7）Kα=0.95

根据课本P109表（5-3）KL=0.98

由课本P120式（4-18）得

Z≥PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

≥12.1/（1.86+0.3）×0.95×0.98

≥6

（6）计算轴上压力

由课本P108表5-1查得q=0.17kg/m，由式（5-23）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×12.1/6×6.7×（2.5/0.95-1）+0.17×6.72]

=248.43N

则作用在带轮轴上的压力FQ，由课本P118式（5-24）

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×6×248.43sin158.9/2

=2033.08N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及热处理工艺

考虑减速器传递功率不大，所设计的齿轮属于闭式传动，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为217~255HBS。

大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度162~217HBS。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由

式

1）转矩T2

T2=9.55×103P

=9.55×103×10.56/364.8

=276.45N·m

2）载荷系数k

由下表查得取k=1.5

载荷状态

工作机举例

原动机

电动机

多缸内燃机

单缸内燃机

平稳、轻微冲击

均匀加料的运输机、鼓风机压缩机

1—1.2

1．2—1.6

1.6—1.8

中等冲击

不均匀加料的运输机、卷扬机球磨机

1．2—1.6

1.6—1.8

1.8—2.0

较大冲击

冲床、剪床、钻机、挖掘机、破碎机等

1.6—1.8

1.9—2.1

2.2—2.4

3）齿宽系数ψd：

由下表查得取ψd=1

齿轮相对轴承的位置

齿面硬度

≤350HBS

＞350HBS

对称布置

0.8—1.4

0.4—0.9

非对称布置

0.6—1.2

0.3—0.6

悬臂布置

0.3—0.4

0.2—0.25

4）许用接触应力[σH]

由课本P143表6-4查得：

[σH1]=513-545MPa,[σH2]=468-513MPa

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选：

[σH1]=530MPa,[σH2]=490MPa

故得：

d1=103.5mm

确定有关参数如下：

传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=24。

则大齿轮齿数：

Z2=i1Z1=6×24=144

（3）确定主要参数及计算主要几何尺寸

模数：

m=d1/Z1=103.5/24=4.31m

根据课本P132表6-1取标准模数：

m=5mm

分度圆直径：

d1=mZ1=5×24mm=120mm

d2=mZ2=5×144mm=720mm

齿宽：

b2=ψdd1=1×120=120mm

取b2=120mmb1=130mm

计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=5/2（24+144）=420mm

（4）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P144（6-17）式

σF1=（Cm3Am3kT1YFs1）/bd1m≤[σF1]

σF2=σF1（YFs2/YFs1）≤[σF2]

由下表可查的大小齿轮的齿形系数

YFS

4.36

4.33

4.30

4.27

4.24

4.21

4.19

4.17

4.15

4.13

100

YFS

4.12

4.06

4.04

4.02

4.01

4.00

3.99

3.98

3.97

3.96

150

200

∞

YFS

4.00

4.03

4.06

YFs1=4.24YFs2=4.0

由课本P143表6-4查得许用弯曲应力

[σF1]=301-315MPa[σF2]=280-301MPa

计算两轮的弯曲应力

σF1=Cm3Ad3kT2YFs1/bd1m

=48.84Mpa

σF2=σF1（YFs2/YFs1）

=48.84×（4.0/4.24）Mpa

=46.08Mpa

将求得的各参数代入式（6-17）

σF1=48.84Mpa＜[σF1]

σF2=46.08Mpa＜[σF2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（5）计算小齿轮圆周速度V

V=πd1n2/60×1000=3.14×120×364.66/60×1000

=2.29m/s

六、轴的设计计算

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45钢，调质处理，硬度217~255HBS

根据课本P182（9-2）式，并查表9-2，取c=115

d≥115（10.04/60.78）1/3mm=63.1mm

考虑有键槽，将直径增大3%，则

d=63.1×（1+3%）mm=64.99

∴选标准轴径d=65mm

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，齿轮靠轴环和套筒轴向定位，周向定位靠平键和过盈配合实现，联轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向和周向定位，两轴承分别以轴肩和套筒定位。

（2）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=65mm，由此段轴颈可选定联轴器型号，查课本P264表17-6得联轴器L1=107mm，则取L=142mm

段：

因为a=（0.07-0.1）d=5

d2=d1+2a=65+2×5=75mm

其长度为自由段，根据选定的轴承端盖宽度及联轴器与箱体外壁应有一定距离来确定。

取L2=70mm

段：

由课本P254表17-2初选用7016c型角接触球轴承，其内径为80mm，宽度为22mm。

则取标准直径d3=d2+5=80mm

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（3-5mm）。

取套筒长为20mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2-3mm,故L3=（3+22+20）=45mm

Ⅳ段：

此段轴径与配合，轴肩a=（0.07-0.1）d3

取标准直径d4=d3+2a=95mm

长度L4=b2-2=120-3=117mm

用来定位齿轮的轴环尺寸:

a=（0.07-0.1）d4=7，b=1.4a=10mm

Ⅴ段：

考虑齿轮相对两轴承对称分布，轴承端面和箱体内壁应有一定距离（3-5mm），则取d5=d4-2×5=85mm，L5=10mm

Ⅵ段：

与

段相同，此段与轴承配合，直径d6=80mm.长度L6=22mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=182mm

结构草图如图：

（3）按弯矩复合强度计算

①分度圆直径：

已知d大=720mm

②转矩：

已知T3=1595.9N·m

③求圆周力：

根据课本P141（6-11）式得

Ft=2000T3/d大=2000×1595.9N·m/720=4433N

④求径向力Fr

根据课本P141（6-11）式得

Fr=Ft·tanα=4433×tan200=1613.5N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=L/2=91mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

轴承支反力：

FAZ=FBZ=Fr/2=806.75N

FAY=FBY=Ft/2=2216.5N

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

在垂直面弯矩为

MV=FAZ×L/2=806.75×0.091=321.43N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MH=FAY×L/2=2216.5×0.091=883.05N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MV2+MH2）1/2=（73.412+201.72）1/2=214.6N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T3=1595.9N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

由于轴的应力为脉动循环应力，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[214.62+（0.6×1595.9）2]1/2

=981.3N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（9-3）及课本P184表9-3查得[σ-1]=55MPa

σr3=Mec/0.1d33=981.3/0.1×953×10-9

=11.445MPa<[σ-1]=55MPa

∴该轴强度足够。

输入轴的设计计算（与输出轴的方法相同）

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P212页式（7-2），表（7-2）取c=115

d1≥c（P2/n2）1/3=115（10.56/364.66）1/3=35.31mm

考虑有键槽，将直径增大3%，则

d1=35.31×（1+3%）mm=36.4

取标准直径d1=38mm

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，齿轮左面用轴环定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，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7210c型角接球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。

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42mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度小2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=120mm

②求转矩：

已知T2=168884.2N·mm

③求圆周力Ft：

根据课本P141（6-11）式得

Ft=2T2/d1=2×168884.2/72=4691.23N

④求径向力Fr根据课本P141（6-11）式得

Fr=Ft·tanα=4691.23×0.36397=1707.47N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=68.5mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAZ=FBZ=Fr/2=1707.47/2=853.735N

FAY=FBY=Ft/2=4691.23/2=2345.62N

（2）由两边对称，截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAZ×L/2=853.735×68.5×10-3=58.48N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAY×L/2=2345.62×68.5×10-3=160.68N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（58.482+160.682）1/2

=170.99N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P213得α=0.6

Mec=[MC2+（αT2）2]1/2=[170.992+（0.6×168.9）2]1/2

=198.77N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）取d=38mm（与齿轮配合段）

σr3=Mec/（0.1d13）=198.77×103/（0.1×383）

=36.24Mpa<[σ-1]=55Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算（备用可以不校核）

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n2=364.8r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1707.47N

初先两轴承为角接触球轴承7207C型

根据课本P230（8-13）得轴承内部轴向力

FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68×FR1=1161.1N

（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=1161.1NFA2=FS2=1161.1N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=1161.1N/1707.47N=0.68

FA2/FR2=1161.1N/1707.47N=0.68

根据课本P229表（8-12）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P195表（10-7）取fP=1.2

根据课本P195（10-1）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.2×（1×1707.47+0）=2048.97N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.2×（1×1707.47+0）=2048.97N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=2048.97N

∵查课本P196得角接触球轴承ε=3、fT=1

根据手册得7207C型的Cr=30500N

由课本P197（10-5）式得

=87113.7h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=60.8r/min

Fa=0FR=FAY=4870.15N

试选7014AC型角接触球轴承

根据课本P198表（10-11）得FS=0.68FR,则

FS1=FS2=0.68FR=0.68×4870.15=3311.7N

（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=3311.7N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=3311.7/4870.15=0.68

FA2/FR2=3311.7/4870.15=0.68

根据课本P196表（10-8）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据课本P195表（10-7）取fP=1.2

根据课本P195式（10-1）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.2×（1×4870.15）=5844.18N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.2×（1×4870.15）=5844.18N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=5844.18，根据课本P196取ε=3

根据课本P2547014AC型轴承Cr=45.8KN

根据课本P197表（10-9）得：

ft=1

根据课本P197（10-5）式得

=76329.5h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

1、输出轴与联轴器采用普通平键联接

该联接为静联接，为了便于装配和固定，选用圆头平键（A型）。

根据轴径d1=56mm,L1=82mm，查表得

键宽b=16mm，键高h=10mm，根据联轴器轮毂长度L1=84mm,则键长l=84-（4-10）=74-80mm

取L=80

键16×80GB/T1096-2003

T3=963.324N·mh=10mm

根据课本P165（8-2）式,由表8-2查得[σp]=（110Mpa）

σp=4T3/dhL=4×963324/56×10×80

=86Mpa<[σp]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接（同上）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接（同上）

F=4.8KN

V=1.4m/s

D=440mm

Ped：

电动机额定功率

Pd：

电动机输出功率

Pw：

卷筒轴的输出功率

η总=0.85

Pw=6.72KW

Pd=7.9KW

Ped=11kw

n滚筒=60.8r/min

电动机型号

Y160L-6

i总=15.95

i1’=6

i2’=2.66

nI=970r/min

=364.66r/min

=60.78r/min

=11Kw

=10.56Kw

=10.04Kw

T1=108.29N·m

（电动机轴）

T2=276.45N·m

（减速器高速轴）

T3=1595.9N.m

（减速器低速轴）

PC=12.1KW

nI=970r/min

dd2=351.12mm

取标准值

dd2=355mm

n2’=360.7r/min

V=6.7m/s

340.9mm≤a0≤974mm

取a0=600

Ld=2000mm

取a=607mm

Z=6

F0=248.43N

FQ=2033.08N

小齿轮：

45钢调质处理

大齿轮：

45钢正火处理

u=6

T2=276.45N.m

k=1.5

ψd=1

[σH1]=530Mpa

[σH2]=490Mpa

i齿=6

Z1=24

Z2=144

m=5mm

d1=120m

d2=720mm

b2=120mm

b1=130mm

a=420mm

YFs1=4.24

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