单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书.docx

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单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书

机械设计课程设计计算说明书

.2

.2

一、传动方案拟定二、电动机的选择

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

22

八、键联接的选择及计算

计算过程及计算说明

、传动方案拟疋

第三组：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传

动

F=2600N

（1）工作条件：

使用年限10年（每年按300天

V=2.1m/s

机算），二班工作制，载荷有轻微冲击，运

D=300mm

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

n滚筒

1、电动机类型的选择：

Y系列三相异步电动机

=133.76r/min

2、电动机功率选择：

n总=0.87

（1）传动装置的总功率：

2

n总=n带Xn轴承xn齿轮xn联轴器xn滚筒

P工作=6.28KW

=0.96X0.992X0.97X0.993x0.96

=0.87

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000n总

=（2600X2.1）/（1000X0.87）

=6.28KW

T

3、确定电动机转速:

计算滚筒工作转速:

n筒=60X1000V/nD

=（60X1000X2.1）/（nX300）

=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'=3〜5。

取V带传

动比I‘1=2〜4，则总传动比理时范围为Ia=6~20。

故电动机转速的可选范围为n'=|'X

n筒=（6~20）X133.76=802.56〜2675.2r/min

符合这一范围的同步转速有1000和1500r/min。

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为

125mm

则取ddi=140mm>dmin

dd2=ni/n2•ddi=970/440.9x100=302mm

由课本表13-9，取dd2=315mm带速V:

V=nddini/60x1000

ddi=140mm

=（nx140x970）/（60x1000）

在5〜25m/s范围内，带速合适。

初步选取中心距

a）=1.5（dd1+dd2）=1.5x（140+315）=682.5mm

取ao=700，符合0.7（dd1+dd2）

Lo=2ao+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4ao

=2x700+1.57（140+315）+（315-140）2/4x700=2126mm

根据课本表（13-2）取Ld=2240mm

根据课本表（13-16）得:

a〜ao+Ld-Lo/2=700+（2240-2126）/2

=757mm

（4）验算小带轮包角

a1=1800-dd2-dd1/ax57.3°

=1800-315-140/757x57.30

=1670>1200（适用）

确定带的根数Z

所以

Z=Pc/P'=P（P1+△P1）KaKl

=8.64/（2.11+0.3）X0.97X1

=3.7

⑹计算轴上压力

Z=4根

由表13-1查得q=0.17kg/m，由式单根V带的

初拉力:

Fo=500Pc/ZV（2.5/Ka-1）+qV2

=[500X8.64/4X7.1x（2.5/0.97-1）+0.1x7.12]N

则作用在轴承的压力Fq，由课本卩87式（5-19）

Fq=1978.6N

FQ=2ZF0Sina1/2=2x4x248.9sin167/2

=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,7Hiim1=610Mpa,7fe1=470Mpa

大齿轮选用ZG310-570正火，齿面硬度

163~197HBS,7Hlim2=320Mpa7fe2=240Mpa

（2）按齿面接触疲劳强度设计

i齿=3.3

21/3

由d1>76.43（kT1（u+1）/©du[7h]）

实际传动比lo=1O6/32=3.3125

由表11-6取©d=0.8

⑶转矩T1

「=9.55X106xP/n1=9.55x106x7.128/440.9

=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[（7h]

T1=150000N•mm

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

[Th]1=tHiim1/SH=610/1.0Mpa

[Th]1=610Mpa

[Th]2=320Mpa

[Tf]1=376Mpa

[Tf]2=192Mpa

=610Mpa

[Th]2=tHlim2/SH=320/1.0MPa

=320Mpa

许用弯曲应力[（Tf]

[Tf]=tfe/Sf

按一般可靠度选取安全系数Sf=1.25

di=103.9mm

计算两轮的许用弯曲应力

[Tf]1=Tfei/Sf=470/1.25Mpa

=376Mpa

m=4mm

d1=128mm

[Tf]2=Tfe2/Sf=240/1.25Mpa

=192Mpa

d2=424mm

b2=85mm

ccc2i1/3

320]mm

b1=90mm

由表11-4得ZE=188d1>76.43（kT1（u+1）/©du[th]2）1/3

=103.9mm

模数：

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

a=276mm

取标准模数：

m=4mm确定有关参数和系数

Mc2=FazL/2=500.2x50=25N•m

Mc2=25N•m

Me=26.6N•m

T=48N•m

Mee=99.6Nm

⑷绘制合弯矩图（如图d）

Mc=（Mc12+Mc22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N•m

（7e=14.5MPa

<[（T-1]b

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55x（P2/n2）x106=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，

a=1，截面C处的当量弯矩:

Mec=[MC2+（aT）2]1/2

=[26.62+（1X48）2]1/2=54.88N•m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

d=35mm

（7e=Mec/0.1d33=99.6/0.1X413=14.5MPav[（T-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

宽度为17mm。

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

Mci=16.1N•m

Mc2=44.26N•m

Mc=47.1N•m

Faz=FBz=Ft/2=1806.7/2=903.35N

⑵由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

②求转矩：

已知T3=271N-m

3求圆周力Ft:

根据课本P127（6-34）式得

3

Ft=2T3/d2=2x271x103/300=1806.7N

4求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft•tana=1806.7x0.36379=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

截面C在垂直面弯矩为

Mci=FayL/2=328.6x49=16.1N•m

Mc2=FazL/2=9O3.35x49=44.26N•m

（4）计算合成弯矩

Mc=（Mci2+Mc22）1/2

=（16.12+44.262）1/2

（7e=1.36Mpa

<[-l]b

=47.1N•m

⑸计算当量弯矩：

根据课本P235得a=1

Mec=[Mc2+（aT）2]1/2=[47.12+（1x271）2]1/2

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

3

（re=Mec/（O.ld）=275.06/（0.1x45）

=1.36Mpav[（T-i]b=60Mpa

•••此轴强度足够

轴承预计寿命

48720h

Fs1=Fs2=315.1N

=275.O6N•m

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

16x365x8=4872O小时

1、计算输入轴承

（1）已知nn=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

yi=0

Fs=0.63Fr贝yFsi=Fs2=0.63Fri=315.1N

⑵VFs1+Fa=Fs2Fa=O

X2=1

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

y2=0

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=0

y2=0

P1=75O.3N

P2=75O.3N

（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

LH=1047500h

•••预期寿命足够

P1=fp（X1FR1+y1FA1）=1.5X（1X5OO.2+O）=75O.3N

P2=fp（X2FR1+y2FA2）=1.5X（1x5OO.2+O）=75O.3N

（5）轴承寿命计算

VP1=P2故取P=75O.3N

V角接触球轴承£=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10C）式得

LH=16670/n（ftCr/P）e

Fr=903.35N

=16670/458.2X（1x23000/750.3）3

Fs1=569.1N

=1047500h>48720h

•••预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nm=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=0.63x903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷Fa1、Fa2

X1=1

TFs1+Fa=Fs2Fa=0

y1=0

••任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松

X2=1

端

y2=0

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

P1=1355N

根据课本P263表（11-8）得：

e=0.68

P2=1355N

yi=O

y2=0

（4）计算当量动载荷Pi、P2

根据表（11-9）取fp=1.5

根据式（11-6）得

Pi=fp（X1FR1+y1FA1）=1.5X（1x903.35）=1355N

P2=fP（X2FR2+y2FA2）=1.5x（1X903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命Lh

Lh=2488378.6h

故轴承合格

Lh=16670/n（ftCr/P）e

=16670/76.4X（1x30500/1355）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:

（Tp=29.68Mpa

A型平键

键A8x7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N•mh=7mm

10x8

根据课本P243（10-5）式得

Tp=101.87Mpa

（Tp=4T2/dhl=4X48000/22x7x42

=29.68Mpav[tr]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N•m

A型平键

查手册P51选A型平键

16x10

键10x8GB1096-79

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

Tp=60.3Mpa

Tp=4T/dhl=4X271000/35X8x38

=101.87Mpa<[Tp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮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16X10GB1096-79

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

据课本P243式（10-5）得

Tp=4T/dhl=4X6100/51x10x34=60.3Mpav[tp]