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）=6.28KWF=2600NV=2.1m/sD=300mmn滚筒=133.76r/minη总=0.87P工作=6.28KW3、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=7.252、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/minnII=nI/i带=970/2.2=440.9(r/min)nIII=nII/i齿轮=440.9/3.3=133.6(r/min)2、计算各轴的功率（KW）电动机型号Y160M-6i总=7.25i齿轮=3.3i带=2.2nI=970r/minPI=P额=7.5KWPII=PI×η带=7.5×0.96=7.2KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=7.2×0.99×0.97=6.91KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.5/970=73.84N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×7.2/440.9=155.95N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=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=1.2PC=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nII=440.9r/minnIII=133.6r/minPI=7.5KWPII=7.2KWPIII=6.91KWTI=73.84N·mTII=155.95N·mTIII=499.2N·m由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为125mm则取dd1=140mmdmindd2=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dd1=140mmdd2=315mmV=7.1m/sα1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-315-140/757×57.30=16701200（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=1978.6NLd=2240mma=757mmZ=4根F0=248.9NFQ=1978.6N2、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T1T1=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]i齿=3.3Z1=32Z2=106k=1u=3.3T1=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[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＝１８８d1≥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[σH]1=610Mpa[σH]2=320Mpa[σF]1=376Mpa[σF]2=192Mpad1=103.9mmm=4mmd1=128mmd2=424mmb2=85mmb1=90mma=276mm分度圆直径：d1=mZ1=4×32mm=128mmd2=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YSaYFa1=2.56YSa1=1.63YFa2=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]1σF2=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VV=πd1n1/60×1000=3.14×96×440.9/60×1000=2.22m/sYFa1=2.56YSa1=1.63YFa2=2.23YSa2=1.82σF1=61.3MpaσF2=59.6MpaSF=1.25V=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=115d≥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=22mm2、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=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm∴d2=28mmd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=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II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，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36mmⅤ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L2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt=1000.436NFr=364.1N①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T2=50021.8N·mm③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N⑤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=182.05NFAZ=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=