单级圆柱齿轮减速器和一级带传动说明书样本.doc

资料内容仅供您学习参考，如有不当之处，请联系改正或者删除。
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
（1） 工作条件: 使用年限5年, 工作为二班工作制, 载荷轻微冲击, 环境清洁。
（2） 原始数据: 滚筒圆周力F=1500N; 带速V=1.7m/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:
( 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
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η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筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.7/π×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=3~6。取V带传动比I’1=2~4, 则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=( 6~24) ×116=696~2784r/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: 因此有三种传支比喻案: 如指导书P15页第一表。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, 所需的额定功率及同步转速, 选定电动机型号为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=12.33
2、 分配各级伟动比
（1） 据指导书P7表1, 取齿轮i齿轮=6( 单级减速器i=3~6合理)
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.33/6=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/min
nII=nI/i带=1430/2.055=695.86(r/min)
nIII=nII/i齿轮=695.86/6=115.98(r/min)
2、 计算各轴的功率( KW)
PI=P工作=3.0KW
PII=PI×η带=3×0.96=2.88KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.88×0.98×0.96
=2.8224KW

3、 计算各轴扭矩( N·mm)
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×3.0/1430
= 5N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.88/695.86
=39525N·mm
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=1.2
PC=KAP=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
75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=1430/695.86×100=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=πdd1n1/60×1000
=π×100×1430/60×1000
=7.48m/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P84式( 5-14) 得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
因此有: 210mm≤a0≤600mm
由课本P84式( 5-15) 得:
L0=2a0+1.57dd1+dd2)+(dd2-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+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=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) Kα=0.96
根据课本P212表( 13-2) KL=0.96
由课本P83式( 5-12) 得

Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.6/(1.32+0.17) ×0.96×0.96
=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=500PC/ZV( 2.5/Kα-1) +qV2
=[500×3.6/3×7.48×(2.5/0.96-1)+01×7.482]N
=134.27N
则作用在轴承的压力FQ, 由课本P87式( 5-19)
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×134.27sin162.98/2
=800.59N

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, 因此齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质, 齿面硬度为240~260HBS。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Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式( 6-15)
确定有关参数如下: 传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/20=6
传动比误差: i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齿数比: u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3/695.86
=41172N·mm
(4)载荷系数k
由课本P169表11-3取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由课本P134图11-1查得:
σHlimZ1=700Mpa σHlimZ2=580Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×695.86×1×(16×365×5)
=1.22×109
NL2=NL1/i=1.22×109/6=2.03×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92 ZNT2=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
[σH]1=σHlim1/SH=700×0.92/1.0Mpa
=644Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=580×0.98/1.0Mpa
=568.4Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×41172×(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
根据课本P132( 6-48) 式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径: d1=mZ1=2.25×20mm=45mm
d2=mZ2=2.25×120mm=270mm
齿宽: b=φdd1=0.9×45mm=40.5mm
取b=40.5mm b1=42mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表11-8相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136( 6-53) 式:
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由课本图6-35C查得:
σFlim1=590Mpa σFlim2 =450Mpa
由图6-36查得: YNT1=0.88 YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=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
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=590×2×0.88/1.25Mpa
=830.72Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =450×2×0.9/1.25Mpa
=648Mpa
将求得的各参数代入式( 6-49)
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×41172/36×22×20) ×2.80×1.55Mpa
=120.08Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×41172/36×22×120) ×2.14×1.83Mpa
=18.698Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.25/2(20+120)=157.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=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217~255HBS
根据课本P235( 10-2) 式, 并查表10-2, 取c=115
d≥115 (2.88/695.86)1/3mm=18.46mm
考虑有键槽, 将直径增大5%, 则
d=18.46×(1+5%)mm=19.39
∴选d=20mm

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=20mm 长度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=20+2×2×1.5=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, 经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) =93mm
III段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得: c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=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=45mm
②求转矩: 已知T2=41172N·mm
③求圆周力: Ft
根据课本P127( 6-34) 式得
Ft=2T2/d2=2*41172/40=1829.87N
④求径向力Fr
根据课本P127( 6-35) 式得
Fr=Ft·tanα=1829.87×tan200=666N
⑤因为该轴两轴承对称, 因此: 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=333N
FAZ=FBZ=Ft/2=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
MC1=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:
MC2=FAZL/2=914.94×50=45.75N·m
(4)绘制合弯矩图( 如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(16.652+45.752)1/2=48.68N·m
(5)绘制扭矩图( 如图e)
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α=1, 截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[48.682+(1×33)2]1/2=62.68N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式( 6-3)
σe=Mec/0.1d33=62.68/0.1×353
=14.6MPa< [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(2.8224/115.98)1/3=33.3mm
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, 能够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
①求分度圆直径: 已知d2=270mm
②求转矩: 已知T3=232.204N·m
③求圆周力Ft: 根据课本P127( 6-34) 式得
Ft=2T3/d2=2×232.204×103/270=1720N
④求径向力Fr根据课本P127( 6-35) 式得
Fr=Ft·tanα=1720×0.36379=625.7N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、 FBY、 FAZ、 FBZ
FAX=FBY=Fr/2=625.7/2=312.8N
FAZ=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
MC1=FAYL/2=312.8×49=15.327N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=860×49=42.14N·m
(4)计算合成弯矩
MC=( MC12+MC22) 1/2
=( 15.3272+42.142) 1/2
=44.84N·m

(5)计算当量弯矩: 根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[44.842+(1×232.204)2]1/2
=236.12N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式( 10-3)
σe=Mec/( 0.1d) =236.12/(0.1×413)
=34.26Mpa<[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
16×365×5=29200小时
1、 计算输入轴承
( 1) 已知nⅡ=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
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端, 现取1端为压紧端
FA1=FS1=576 FA2=FS2=576
(3)求系数x、 y
FA1/FR1=576N/914.94N=0.63
FA2/FR2=576N/914.94N=0.63
根据课本P263表( 11-8) 得e=0.68
FA1/FR1 y2=0
(4)计算当量载荷P1、 P2
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×(1×914.94+0)=1006.43N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1×(1×914.94+0)=1006.43N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1006.43N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206C型的Cr=23000N
由课本P264( 11-10c) 式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/695.86×(1×23000/1006.43)3
= 691h>29 h
∴预期寿命足够

2、 计算输出轴承
(1)已知nⅢ=115.98r/min
Fa=0 FR=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
FS1=FS2=0.63FR=0.63×860=541.8eN
(2)计算轴向载荷FA1、 FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=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 y
FA1/FR1=541.8/860=0.63
FA2/FR2=541.8/860=0.63
根据课本P263表( 11-8) 得: e=0.68
∵FA1/FR15)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=946 ε=3
根据手册P323 7207C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
=16670/115.98×(1×30500/946)3
=h>29200h
∴此轴承合格
八、 键联接的选择及校核计算
轴径d1=20mm,L1=50mm
查手册得, 选用C型平键, 得:
键A 6×6 GB1096-79 l=L1-b=50-6=44mm
T2=33N·m h=6mm
根据课本P243( 10-5) 式得
σp=4T2/dhl=4×33000/20×6×44
=25Mpa<[σR](110Mpa)

2、 输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mm L3=48mm T=186.3N·m
查手册P51 选A型平键
键10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×186290/35×8×38
=70.03Mpa<[σp](110Mpa)

3、 输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手册P51 选用A型平键
键16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
据课本P243式( 10-5) 得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

F=1500N
V=1.7m/s
D=280mm

n滚筒=116r/min
η总=0.85
P工作=3.0KW

电动机型号
Y100L2-4

i总=12.33
据手册得
i齿轮=6
i带=2.055

nI =1430r/min
nII=695.86r/min
nIII=115.98r/min

PI=3.0KW
PII=2.88KW
PIII=2.8224KW

TI= 5N·mm
TII=39525N·mm
TIII=232204N·mm

dd2=205.5mm
取标准值
dd2=200mm

n2’=715r/min
V=7.48m/s

210mm≤a0≤600mm
取a0=500

Ld=1400mm
a=462mm

Z=3根

F0=134.27N

FQ =800.59N

i齿=6
Z1=20
Z2=120

u=6

T1=41172N·mm

αHlimZ1=700Mpa
αHlimZ2=580Mpa

NL1=1.22×109
NL2=2.03×108
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98

[σH]1=644Mpa
[σH]2=568.4Mpa

d1=41.96mm

m=2.25mm

d1=45mm
d2=270mm
b=40.5mm
b1=42mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83

σFlim1=590Mpa
σFlim2 =450Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25

σF1=120.08Mpa
σF218.69Mpa

a =157.5mm
V =1.64m/s

d=20mm

d1=20mm
L1=50mm

d2=26mm

L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm

d4=41mm
L4=20mm

d5=30mm

L=100mm

Ft =1829.87N
Fr=666N

FAY =333N

FAZ =914.94N

MC1=16.65N·m

MC2=45.75N·m

MC =48.68N·m

T=39.525N·m

Mec =62.68N·m

σe =14.6MPa
<[σ-1]b

d=35mm

Ft =1720N

FAX=FBY =312.8N
FAZ=FBZ =860N

MC1=15.327N·m

MC2=42.14N·m

MC =44.84N·m

Mec =236.12N·m

σe =34.26Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命29200h

FS1=FS2=576N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=1006.43N
P2=1006.43N

LH= 691h
∴预期寿命足够

FR =860N
FS1=541.8N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=946N
P2=946N

Lh =h
故轴承合格

A型平键6×6

σp=25Mpa

A型平键
10×8

σp=70.03Mpa

A型平键
16×10

σp =60.3Mpa