1、項目綜合實踐訓練說明書設計題目：設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器班 級：機制103011設計者：李博學 號：10153033指導教師： 劉小蘭目 錄一、傳動方案擬定.1二、電動機的選擇.1三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.3四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.4五、傳動零件的設計計算.8六、軸的設計計算.10七、滾動軸承的選擇及校核計算.14八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.17九、課程設計總結.19計算過程及計算說明主要結果一、傳動方案擬定第一組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1、 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。2、原始數(shù)據(jù)：輸送帶工作拉力F=4.8KN；帶速V

2、=1.4m/s；滾筒直徑D=440mm；二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：按工作要求和工作條件，選擇Y系列三相異步電動機，臥式封閉結構。2、電動機功率選擇：選擇電動機功率時應保證： PedPd Pd=Pw/總 Pw=FV/1000（1）傳動裝置的總效率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)電動機輸出功率：Pw=FV/1000=48001.4/1000=6.72KWPd=Pw/總=6.72/0.85=7.9KW 由P282頁附錄-B選取電動機額定功率Ped=11kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=601000V/D=6010001

3、.4/440=60.8 r/min 按P217表12-1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范I1=36。取V帶傳動比I2=24，則總傳動比合理范圍為I總=624。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd=I總n筒=（624）60.8=364.81459.2r/min符合這一范圍的額定轉(zhuǎn)速有730、970r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由課本P282查出有二種適用的電動機型號：因此有二種傳動比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1方案比較適合，則選n=970r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，由P283表

4、B1選定電動機型號為Y160L-6。其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速970r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=970/60.8=15.952、分配各級傳動比（1） 根據(jù)課本P217表12-1，取齒輪i1=6（單級減速器i=36合理）（2） i總=i1i2i2=i總/i1=15.95/6=2.66四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n電機=970r/minnII=nI/i2=970/2.66=364.66(r/min)nIII=nII/i1=364.66/6=60.78(r/min)2、 計算各軸的功率

5、（Kw）PI=Ped=11KwPII=PI帶=110.96=10.56KwPIII=PII軸承齒輪=10.560.980.97 =10.04Kw3、 計算各軸扭矩（Nmm）T1=9.55103PI/nI=9.5510311/970=108.29Nm T2=9.55103PII/nII=9.5510310.56/364.8 =276.45Nm T3=9.5103PIII/nIII=9.5510310.04/60.78 =1595.9Nm五、傳動零件的設計計算1、皮帶輪傳動的設計計算（1）選擇普通V帶型號由課本P116表5-8得：kA=1.1 PC=KAPed=1.111=12.1KW由課本P11

6、7圖5-8得：選用B型V帶（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-8得，推薦的小帶輪基準直徑為125140mm 則取dd1=132mm dd2=i2dd1=2.66132=351.12mm由課本P109表5-2，取dd2=355mm i2= dd2/ dd1=355/132=2.7實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=n1dd1/dd2=970(132/355) =360.7r/min傳動比誤差為：i2-i2/i2=2.7-2.66/2.66 =1.5%1200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本P114表（5-5）P1=1.86KW根據(jù)課本P115表（5-6）P1=0.3KW根據(jù)課本P115表（5-7）K

7、=0.95根據(jù)課本P109表（5-3）KL=0.98 由課本P120式（4-18）得ZPC/P=PC/(P1+P1)KKL 12.1/(1.86+0.3) 0.950.98 6(6)計算軸上壓力由課本P108表5-1查得q=0.17kg/m，由式（5-23）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=50012.1/66.7(2.5/0.95-1)+0.176.72 =248.43N則作用在帶輪軸上的壓力FQ，由課本P118式（5-24）FQ=2ZF0sin（1/2）=26248.43sin158.9/2=2033.08N2、齒輪傳動的設計計算（1）選擇齒輪材料及熱處理

8、工藝 考慮減速器傳遞功率不大，所設計的齒輪屬于閉式傳動，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為217255HBS。大齒輪選用45鋼正火處理，齒面硬度162217HBS。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 由 式 1)轉(zhuǎn)矩T2T2=9.55103PII/nII=9.5510310.56/364.8 =276.45Nm 2)載荷系數(shù)k 由下表查得取k=1.5載荷狀態(tài)工作機舉例原動機電動機多缸內(nèi)燃機單缸內(nèi)燃機平穩(wěn)、輕微沖擊均勻加料的運輸機、鼓風機壓縮機11.2121.61.61.8中等沖擊不均勻加料的運輸機、卷揚機球磨機121.61.61.81.82.0較大沖擊沖床、剪床、鉆機、挖掘機

9、、破碎機等1.61.81.92.12.22.43)齒寬系數(shù)d：由下表查得取d=1齒輪相對軸承的位置齒面硬度350HBS350HBS對稱布置0.81.40.40.9非對稱布置0.61.20.30.6懸臂布置0.30.40.20.254)許用接觸應力H由課本P143表6-4查得：H1=513-545MPa, H2=468-513MPa通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選：H1=530MPa, H2=490MPa故得： d1=103.5mm確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1=24。則大齒輪齒數(shù)：Z2=i1Z1=624=144(3)確定主要參數(shù)及計算主要幾何尺寸模數(shù)：m=d1/Z

10、1=103.5/24=4.31m根據(jù)課本P132表6-1取標準模數(shù)：m=5mm分度圓直徑：d1=mZ1=524mm=120mmd2=mZ2=5144mm=720mm齒寬：b2=dd1=1120=120mm取b2=120mm b1=130mm計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=5/2(24+144)=420mm (4)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本P144（6-17）式 F1=(Cm3Am3kT1YFs1)/bd1mF1 F2=F1(YFs2/ YFs1) F2由下表可查的大小齒輪的齒形系數(shù)Z20212223242526272829YFS4.364.334.304.274.244.21

11、4.194.174.154.13Z303540455060708090100YFS4.124.064.044.024.014.003.993.983.973.96Z150200YFS4.004.034.06YFs1=4.24 YFs2=4.0 由課本P143表6-4查得許用彎曲應力 F1=301-315MPa F2=280-301MPa 計算兩輪的彎曲應力F1=Cm3Ad3 kT2 YFs1/bd1m=48.84Mpa F2=F1(YFs2/ YFs1) =48.84（4.0/4.24）Mpa =46.08Mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-17）F1=48.84MpaF1F2=46.08MpaF

12、2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (5)計算小齒輪圓周速度VV=d1n2/601000=3.14120364.66/601000=2.29m/s六、軸的設計計算 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度217255HBS根據(jù)課本P182（9-2）式，并查表9-2，取c=115d115 (10.04/60.78)1/3mm=63.1mm考慮有鍵槽，將直徑增大3%，則d=63.1(1+3%)mm=64.99選標準軸徑d=65mm2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪靠軸環(huán)和套筒軸向定位，周向定位靠平鍵和過盈配

13、合實現(xiàn)，聯(lián)軸器靠軸肩、平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向和周向定位，兩軸承分別以軸肩和套筒定位。 （2）確定軸各段直徑和長度段：d1=65mm ，由此段軸頸可選定聯(lián)軸器型號，查課本P264表17-6得聯(lián)軸器L1=107mm，則取L=142mmII段：因為a=(0.07-0.1)d=5d2=d1+2a=65+25=75mm其長度為自由段，根據(jù)選定的軸承端蓋寬度及聯(lián)軸器與箱體外壁應有一定距離來確定。取L2=70mm III段：由課本P254表17-2初選用7016c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為80mm，寬度為22mm。則取標準直徑d3= d2+5=80mm 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距

14、離（3-5mm）。取套筒長為20mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2-3mm,故L3=（3+22+20）=45mm段：此段軸徑與配合，軸肩a=（0.07-0.1）d3取標準直徑d4=d3+2a=95mm長度L4=b2-2=120-3=117mm用來定位齒輪的軸環(huán)尺寸:a=（0.07-0.1）d4=7，b=1.4a=10mm段：考慮齒輪相對兩軸承對稱分布，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離（3-5mm），則取d5= d4-25=85mm，L5=10mm段：與III段相同，此段與軸承配合，直徑d6=80mm. 長度L6=22mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=182mm 結構草圖如圖：(3)按彎矩

15、復合強度計算分度圓直徑：已知d大=720mm轉(zhuǎn)矩：已知T3=1595.9Nm求圓周力：根據(jù)課本P141（6-11）式得Ft=2000T3/d大=20001595.9Nm /720=4433N求徑向力Fr根據(jù)課本P141（6-11）式得Fr=Fttan=4433tan200=1613.5N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=L/2=91mm (1) 繪制軸受力簡圖（如圖a）軸承支反力：FAZ=FBZ=Fr/2=806.75NFAY=FBY=Ft/2=2216.5N（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。在垂直面彎矩為MV=FAZL/2=806.750.091=321.

16、43Nm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MH=FAYL/2=2216.50.091=883.05Nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MV2+MH2)1/2=(73.412+201.72)1/2=214.6Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T3=1595.9Nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）由于軸的應力為脈動循環(huán)應力，取=0.6，截面C處的當量彎矩： Mec=MC2+(T)21/2 =214.62+(0.61595.9)21/2 =981.3Nm(7)校核危險截面C的強度由式（9-3）及課本P184表9-3查得-1 =55MPar3=Mec/0.1d33=9

17、81.3/0.195310-9=11.445MPa -1 =55MPa該軸強度足夠。 輸入軸的設計計算（與輸出軸的方法相同）1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）根據(jù)課本P212頁式（7-2），表（7-2）取c=115d1c(P2/n2)1/3=115(10.56/364.66)1/3=35.31mm考慮有鍵槽，將直徑增大3%，則d1=35.31(1+3%)mm=36.4取標準直徑d1=38mm2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸環(huán)定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩

18、軸承分別以軸肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7210c型角接球軸承，其內(nèi)徑為50mm，寬度為20mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長42mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度小2mm。 (3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=120mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=168884.2Nmm求圓周力Ft：根據(jù)課本P141（6-11）式得Ft=2T2/d1=2168884.2/72=4691.23N求徑向力Fr根據(jù)課本P141（6-11）

19、式得Fr=Fttan=4691.230.36397=1707.47N兩軸承對稱LA=LB=68.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAZ=FBZ =Fr/2=1707.47/2=853.735NFAY=FBY =Ft/2=4691.23/2=2345.62N (2)由兩邊對稱，截面C在垂直面彎矩為MC1= FAZL/2=853.73568.510-3=58.48Nm (3)截面C在水平面彎矩為MC2= FAYL/2=2345.6268.510-3=160.68Nm (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（58.482+160.682）1/2 =170.99Nm

20、 (5)計算當量彎矩：根據(jù)課本P213得=0.6Mec=MC2+(T2)21/2=170.992+(0.6168.9)21/2 =198.77Nm (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）取 d=38mm(與齒輪配合段)r3=Mec/（0.1d13）=198.77103/(0.1383)=36.24Mpa-1 =55Mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算（備用可以不校核）根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時1、計算輸入軸承 （1）已知n2=364.8r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1707.47N初先兩軸承為角接觸球軸承7207C型根據(jù)課本P230（8-13）

21、得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=1161.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=1161.1N FA2=FS2=1161.1N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1161.1N/1707.47N=0.68FA2/FR2=1161.1N/1707.47N=0.68根據(jù)課本P229表（8-12）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=60.8r/min Fa=0 FR=FAY=4870.15N試選7014AC型角接觸球軸承根據(jù)課本

22、P198表（10-11）得FS=0.68FR,則FS1=FS2=0.68FR=0.684870.15=3311.7N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=3311.7N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=3311.7/4870.15=0.68FA2/FR2=3311.7/4870.15=0.68根據(jù)課本P196表（10-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此軸承合格八 、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、輸出軸與聯(lián)軸器采用普通平鍵聯(lián)接該聯(lián)接為靜聯(lián)接，

23、為了便于裝配和固定，選用圓頭平鍵（A型）。根據(jù)軸徑d1=56mm, L1= 82mm，查表得鍵寬b=16mm，鍵高h=10mm，根據(jù)聯(lián)軸器輪轂長度L1=84mm,則鍵長l=84-(4-10)=74-80mm取L=80鍵1680 GB/T1096-2003 T3=963.324Nm h=10mm根據(jù)課本P165（8-2）式,由表8-2查得p=(110Mpa)p=4T3/dhL=4963324/561080 =86Mpap(110Mpa)2、輸入軸與齒輪1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接（同上）3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接（同上）F=4.8KNV=1.4m/sD=440mmPed：電動機額定功率Pd：電動機輸出功率Pw：卷筒軸的輸出功率總=0.85Pw=6.72 KWPd=7.9KWPed=11kwn滾筒=60.8r/min電動機型號Y160L-6i總=15.95i1=6i2=2.66nI =970r/minnII=364.66r/minnIII=60.78r/minPI=11KwPII=10.56KwPIII=10.04KwT1=108.29Nm（電動機軸）T2=276.45Nm（減速器高速軸）T3=1595.9N.m（減速器低速軸）PC=12.1KWnI =970r/mindd2=351.12mm取標準值dd2=355mmn2=360