单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书

1、.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设计题目：设计者：学 号：指导教师：年月四日.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F=1500N（1） 工作条件： 使用年限 5 年，工作为二班工V=1.7m/s作制，载荷轻微冲击，环境清洁。D=280mm（2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1500N；带速 V=1.7

2、m/s （允许运输带速度误差为 5%）；滚筒直径 D=280mm ；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：n 滚筒 =116r/min（1）传动装置的总功率： 总=0.85总=带× 2 轴承 × 齿轮 × 联轴器 × 滚筒P 工作 =3.0KW=0.96×0.982×0.97× 0.99× 0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000 总=1500× 1.7/1000× 0.85=3.0KW.3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n

3、 筒 =60×1000V/ D=60×1000×1.7/× 280=116r/min按手册 P7 表 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围I a=36。取V 带传动比 I 1=24，则总传动比理时范围为I ada×=624。故电动机转速的可选范围为n=I n 筒 =（ 624）× 116=6962784r/min符合这一范围的同步转速有750、 1000、和1500r/min。.根据容量和转速， 由有关手册查出有三种适用的电动机型号： 因此有三种传支比方案： 如指导书 P15 页第一表。综合考虑电动机和传动装

4、置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选 n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型， 所需的额定功电动机型号率及同步转速，选定电动机型号为Y100L2-4 。Y100L2-4其主要性能：额定功率：3KW ，满载转速1430r/min，额定转矩2.2。质量 38kg。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 =1430/116=12.332、分配各级伟动比（1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 齿轮 =6（单级减i 总=12.33速器 i=36 合理）据手册得（2） i 总=i 齿轮 ×

5、I 带i 齿轮 =6 i 带 =i 总 /i 齿轮 =12.33/6=2.055i 带=2.055四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min ）.nI=n 电机 =1430r/minnI =1430r/minnII =nI /i 带=1430/2.055=695.86(r/min)nII =695.86r/minnIII =nII/i 齿轮 =695.86/6=115.98(r/min)nIII =115.98r/min2、 计算各轴的功率（ KW ）I工作 =3.0KWIP =PP =3.0KWPII =PI× 带=3×0.96=2.88KWPII =2.88

6、KWIIIII ×轴承× 齿轮=2.88×0.98× 0.96IIIP =PP =2.8224KW=2.8224KW3、 计算各轴扭矩（ N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106× 3.0/1430=20035N· mmTI =20035N·mmTII=9.55×6II IITII =39525N·mm10 P /nT III =232204N · mm=9.55×106× 2.88/695.86=39525N·mm

7、TIII =9.5×106PIII /nIII =9.55×106×2.8224/115.98=232204N· mm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 带截型由课本 P83 表 5-9 得： kA=1.2PC=K A P=1.2×3=3.6KW由课本 P82 图 5-10 得：选用 A 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75100mm则取 dd1=100mm>dmin=75dd2=n1/n2·dd1=1430/695.86×

8、;100=205.5mm由课本 P74 表 5-4，取 dd2=200mm实际从动轮转速n2 =n1dd1/dd2=1430×100/200=715r/min转速误差为： n2-n2 /n2=695.86-715/695.86=-0.027<0.05(允许 )带速 V ： V= dd1n1/60×1000=×100×1430/60×1000=7.48m/s在 525m/s 范围内，带速合适。（ 3） 确定带长和中心矩根据课本 P84 式（ 5-14）得0. 7(dd1+dd2)a0 2(dd1+dd2).dd2=205.5mm取标准值dd

9、2=200mmn2=715r/minV=7.48m/s210mm a0 600mm取 a0=500.0. 7(100+200)a02×(100+200)所以有： 210mma0600mm由课本 P84 式（ 5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(d d2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100) 2/4×500=1476mm根据课本 P71 表（ 5-2）取 Ld=1400mm根据课本 P84 式（ 5-16）得：a a0+L d-L 0/2=500+1400-1476/2=462mm(4)验算小带轮包角 1

10、=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-（200-100）/462×57.30=1800-12.40=167.60>1200（适用）（ 5）确定带的根数根据课本 P214 表（ 13-3）P1=1.32KW根据课本 P217 表（ 13-7） P1=0.17KW根据课本 P217 表（ 13-7）K =0.96根据课本 P212 表（ 13-2）K L =0.96由课本 P83 式（ 5-12）得L d=1400mma=462mm.Z=PC/P =PC/(P1+P1)K K LZ=3 根=3.6/(1.32+0.17) ×0.96×0

11、.96=2.62(6)计算轴上压力由课本 P70 表 5-1 查得 q=0.1kg/m，由式（5-18）单根 V 带的初拉力：F0=134.27NF0=500PC/ZV （ 2.5/K -1）+qV 2=500 ×3.6/3×7.48×(2.5/0.96-1)+0.1×7.482N=134.27N则作用在轴承的压力FQ，由课本 P87 式（ 5-19）FQ=2ZF0sin1/2=2×3×=800.59NFQ =800.59N2、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40C

12、r 调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表 6-12 选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2 m(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d1 76.43(kT1(u+1)/ du H2)1/3.由式（ 6-15）i 齿=6确定有关参数如下：传动比 i齿=6Z1=20取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=1202=iZ1=6×20=120Z实际传动比 I0=120/20=6传动比误差： i-i 0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比： u=i0=6u=6由课本 P138 表 6-10 取 d=0.

13、9(3)转矩 T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106× 3/695.861· mm=41172N· mmT =41172N(4)载荷系数 k由课本 P169 表 11-3 取 k=1(5)许用接触应力 H H= Hlim ZNT /SH 由课本 P134 图 11-1 查得：HlimZ1 =700MpaHlimZ2 =580Mpa HlimZ1 =700Mpa HlimZ2 =580Mpa由课本 P133 式 6-52 计算应力循环次数 N LNL1 =60n1rth=60695.86 1 (16365 5)N L1=

14、1.229×10× ××××=1.229N=2.03810L210××NL2 =N L1/i=1.22 ×109/6=2.03×108ZNT1 =0.92由课本 P135 图 6-34 查得接触疲劳的寿命系数：ZNT2 =0.98ZNT1 =0.92ZNT2 =0.98.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 H1= Hlim1 /SH=700×0.92/1.0Mpa=644Mpa H2= Hlim2 /SH=580×0.98/1.0Mpa=56

15、8.4Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/ du H2)1/3=76.431×41172× (6+1)/0.9×6×5682 1/3mm=41.96mm模数： m=d1/Z1=41.96/20=2.09mm根据课本 P107 表 6-1 取标准模数： m=2.25mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度. H 1=644Mpa H 2=568.4Mpad1=41.96mmm=2.25mm根据课本 P132（6-48）式 F=(2kT 1/bm2Z1)Y FaY Sa H确定有关参数和系数分度圆直径： d1=mZ 1=2.25×20mm=45mm

16、d2=mZ 2=2.25×120mm=270mm齿宽： b=dd1=0.9× 45mm=40.5mmd1=45mm取 b=40.5mmb1=42mmd2=270mm(7)齿形系数 Y Fa 和应力修正系数Y Sab=40.5mm根据齿数 Z1=20,Z2=120 由表 11-8 相得b1=42mm.Y Fa1=2.80Y Sa1=1.55Y Fa1=2.80Y Fa2=2.14Y Sa2=1.83Y Sa1=1.55(8)许用弯曲应力 FY Fa2=2.14根据课本P136（6-53）式：Sa2Y =1.83 F= Flim YSTY NT/SF由课本图6-35C 查得：

17、Flim1 =590Mpa Flim2 =450MpaFlim1 =590Mpa Flim2 =450Mpa由图 6-36 查得： Y NT1=0.88Y NT1 =0.88Y NT2 =0.9Y NT2 =0.9试验齿轮的应力修正系数 Y ST=2YST=2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SF=1.25 F 1=Flim1 YSTY NT1 /SF=5902 0.88/1.25Mpa× ×=830.72Mpa F 2=Flim2 YSTY NT2 /SF =450×2×0.9/1.25Mpa=648Mpa将求得的各参数代入式

18、（6-49） F1=(2kT 1/bm2Z1)Y Fa1Y Sa1 F1=120.08Mpa=(2×1×41172/36×22×20) ×2.80×1.55Mpa F2=18.69Mpa=120.08Mpa< F1 F2=(2kT 1/bm2Z2)Y Fa1Y Sa1=(2×1×41172/36×22×120) ×2.14×1.83Mpa=18.698Mpa< F2.故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.25/2(20

19、+120)=157.5mma =157.5mm(10)计算齿轮的圆周速度VV =1.64m/sV= d1n1/60×1000=3.14× 45×695.86/60×1000=1.64m/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217255HBS根据课本 P235（10-2）式，并查表 10-2，取 c=115d115 (2.88/695.86)1/3mm=18.46mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=20mmd=18.46×(1+5%)mm=19.39选 d=20mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定

20、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d1=20mm工段： d1=20mm长度取 L 1=50mmL 1=50mmh=2cc=1.5mmII 段:d2=d1+2h=20+2× 2× 1.5=26mmd2=26mm d2=26mm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

21、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 II 段长：L2=（2+20+16+55） =93mmL 2=93mmd3=35mmIII 段直径 d3=35mmL 3=48mmL3=L 1-L=50-2=48mm段直径 d4=45mm由手册得： c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=41mmd4=d3+2h=35+2 ×3=41mmL 4=20mm长度与右面的套筒相同，即L 4=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：（

22、30+3×2） =36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mmd5=30mm段直径 d5=30mm. 长度 L 5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mmL=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=45mm求转矩：已知 T2=41172N·mm求圆周力： FtFt =1829.87N根据课本 P127（6-34）式得Fr =666NFt=2T2/d2=2*41172/40=1829.87N求径向力 Fr根据课本 P127（6-35）式得×0tan20 =666NFr =Ft·tan =1829.87因为该轴两轴承对称

23、，所以：LA =L B =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 =333NFAY =FBY =Fr/2=333NFAZ =FBZ =Ft/2=914.94NFAZ =914.94N.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M C1=16.65N·mM C1=FAyL/2=333 ×50=16.65N· m(3) 绘 制 水 平 面 弯 矩 图 （ 如 图 c ）截面 C 在水平面上弯矩为：M C2=45.75N·mM C2=FAZ L/2=914.94 ×50=45.75N&#

24、183; m(4)绘制合弯矩图（如图d）M C =48.68N· mM C=(M C12+M C22)1/2=(16.652+45.752)1/2=48.68N· m(5)绘制扭矩图（如图e）T=39.525N · m.转矩： T=9.55×（ P2/n2） ×106=39.525N· 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=1，截面 C 处的当量弯矩：Mec =62.68N · m221/2Mec=M C +( T)=48.682+(1×33)21/2=62.68N·

25、 m(7)校核危险截面 C 的强度由式（ 6-3） e =14.6MPae=Mec/0.1d33×353-1b=62.68/0.1< =14.6MPa< -1b=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（ 217255HBS）根据课本 P235 页式（ 10-2），表（ 10-2）取 c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.8224/115.98)1/3=33.3mm取 d=35mmd=35mm2、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，

26、 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 7206c 型角接球轴承，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求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T3=232.204N· m求圆周力Ft：根据课本P127（ 6-34）式得Ft=2T3/d2=23Ft

27、 =1720N232.204 10 /270=1720N××求径向力Fr 根据课本 P127（ 6-35）式得Fr=Ft· tan =1720×0.36379=625.7N两轴承对称 LA=L B=49mm.(1)求支反力 FAX 、 FBY 、FAZ 、FBZFAX =FBY =Fr/2=625.7/2=312.8NFAZ =FBZ =Ft/2=1720/2=860N(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M C1=FAY L/2=312.8 ×49=15.327N ·m(3)截面 C 在水平面弯矩为M C2

28、=FAZ L/2=860 ×49=42.14N· m(4)计算合成弯矩M C=（M C12+M C22） 1/2=（15.3272+42.142） 1/2=44.84N· m(5)计算当量弯矩：根据课本P235 得 =1Mec=M C2+( T) 21/2=44.84 2+(1× 232.204)21/2=236.12N· m(6)校核危险截面C 的强度由式（ 10-3） e=Mec/（0.1d）=236.12/(0.1×413) =34.26Mpa< -1b=60Mpa此轴强度足够.FAX =FBY =312.8N FAZ =

29、FBZ =860NM C1=15.327N· mM C2=42.14N·mM C =44.84N· mMec =236.12N· m e =34.26Mpa < -1b.七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命轴承预计寿命16 365×5=29200 小时29200h×1、计算输入轴承（ 1）已知 n=695.86r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=914.94N初先两轴承为角接触球轴承7206C 型根据课本 P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=576

30、(2) FS1+Fa=FS2Fa=0FS1=FS2=576N故任意取一端为压紧端，现取1 端为压紧端FA1=FS1=576FA2 =FS2=576(3)求系数 x、yA1R1F/F =576N/914.94N=0.63FA2/FR2=576N/914.94N=0.63根据课本 P263 表（ 11-8）得 e=0.68x1=1FA1/FR1<ex1=1FA2 /FR2<ex2=1y1=0y1=0y2=0x2=1(4)计算当量载荷P1、P2y2=0根据课本 P280 表（ 16-11）取 f P=1.1根据课本 P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1 &

31、#215;(1× 914.94+0)=1006.43N.P2=fp(x2FR1+y2FA2 )=1.1×(1× 914.94+0)=1006.43NP1=1006.43N(5)轴承寿命计算P2=1006.43N P1=P2 故取 P=1006.43N角接触球轴承=3根据手册得7206C 型的 Cr=23000N由课本 P264（ 11-10c）式得LH=16670/n(f tCr/P)=16670/695.86×(1×23000/1006.43)3L H =2007691h预期寿命足够=2007691h>292000h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知 n=115.98r/minFa=0FR=FAZ=860N试选 7207C 型角接触球轴承根据课本 P281 表（ 16-12）得 FS=0.63FR,则FR =860NFS1=FS2=0.63FR=0.63× 860=541.8eNFS1=541.8N(2)计算轴向载荷FA1 、FA2FS1+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=541.8N.(3)求系数 x、yFA1 /FR1=541.8/860=0.63FA2 /FR2=541.8/8