项目综合实践训练说明书

1、.项目综合实践训练说明书设计题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器班 级：机制103011设计者：李博学 号：指导教师： 刘小兰目 录一、传动方案拟定.1二、电动机的选择.1三、计算总传动比及分配各级的传动比.3四、运动参数及动力参数计算.4五、传动零件的设计计算.8六、轴的设计计算.10七、滚动轴承的选择及校核计算.14八、键联接的选择及计算.17九、课程设计总结.19；.计算过程及计算说明主要结果一、传动方案拟定第一组：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8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：输送带工作拉力F=4.8KN；带速V=1.4m

2、/s；滚筒直径D=440mm；二、电动机选择1、电动机类型的选择：按工作要求和工作条件，选择Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构。2、电动机功率选择：选择电动机功率时应保证： PedPd Pd=Pw/总 Pw=FV/1000（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电动机输出功率：Pw=FV/1000=48001.4/1000=6.72KWPd=Pw/总=6.72/0.85=7.9KW 由P282页附录-B选取电动机额定功率Ped=11kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.4/44

3、0=60.8 r/min 按P217表12-1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I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比合理范围为I总=624。故电动机转速的可选范围为：nd=I总n筒=（624）60.8=364.81459.2r/min符合这一范围的额定转速有730、970r/min。根据容量和转速，由课本P282查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案：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1方案比较适合，则选n=970r/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，由P283表B1选定电

4、动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。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=970/60.8=15.952、分配各级传动比（1） 根据课本P217表12-1，取齿轮i1=6（单级减速器i=36合理）（2） i总=i1i2i2=i总/i1=15.95/6=2.66四、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/i2=970/2.66=364.66(r/min)nIII=nII/i1=364.66/6=60.78(r/min)2、 计算各轴的功率（Kw）P

5、I=Ped=11KwPII=PI带=110.96=10.56KwPIII=PII轴承齿轮=10.560.980.97 =10.04Kw3、 计算各轴扭矩（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、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带型号由课本P116表5-8得：kA=1.1 PC=KAPed=1.111=12.1KW由课本P117图5-8

6、得：选用B型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-8得，推荐的小带轮基准直径为125140mm 则取dd1=132mm dd2=i2dd1=2.66132=351.12mm由课本P109表5-2，取dd2=355mm i2= dd2/ dd1=355/132=2.7实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=970(132/355) =360.7r/min传动比误差为：i2-i2/i2=2.7-2.66/2.66 =1.5%1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P114表（5-5）P1=1.86KW根据课本P115表（5-6）P1=0.3KW根据课本P115表（5-7）K=0.95

7、根据课本P109表（5-3）KL=0.98 由课本P120式（4-18）得ZPC/P=PC/(P1+P1)KKL 12.1/(1.86+0.3) 0.950.98 6(6)计算轴上压力由课本P108表5-1查得q=0.17kg/m，由式（5-23）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=50012.1/66.7(2.5/0.95-1)+0.176.72 =248.43N则作用在带轮轴上的压力FQ，由课本P118式（5-24）FQ=2ZF0sin（1/2）=26248.43sin158.9/2=2033.08N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理工艺 考虑

8、减速器传递功率不大，所设计的齿轮属于闭式传动，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为217255HBS。大齿轮选用45钢正火处理，齿面硬度162217HBS。 （2）按齿面接触疲劳强度设计 由 式 1)转矩T2T2=9.55103PII/nII=9.5510310.56/364.8 =276.45Nm 2)载荷系数k 由下表查得取k=1.5载荷状态工作机举例原动机电动机多缸内燃机单缸内燃机平稳、轻微冲击均匀加料的运输机、鼓风机压缩机11.2121.61.61.8中等冲击不均匀加料的运输机、卷扬机球磨机121.61.61.81.82.0较大冲击冲床、剪床、钻机、挖掘机、破碎机等

9、1.61.81.92.12.22.43)齿宽系数d：由下表查得取d=1齿轮相对轴承的位置齿面硬度350HBS350HBS对称布置0.81.40.40.9非对称布置0.61.20.30.6悬臂布置0.30.40.20.254)许用接触应力H由课本P143表6-4查得：H1=513-545MPa, H2=468-513MPa通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选：H1=530MPa, H2=490MPa故得： d1=103.5mm确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：Z2=i1Z1=624=144(3)确定主要参数及计算主要几何尺寸模数：m=d1/Z1=103

10、.5/24=4.31m根据课本P132表6-1取标准模数：m=5mm分度圆直径：d1=mZ1=524mm=120mmd2=mZ2=5144mm=720mm齿宽：b2=dd1=1120=120mm取b2=120mm b1=130mm计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=5/2(24+144)=420mm (4)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P144（6-17）式 F1=(Cm3Am3kT1YFs1)/bd1mF1 F2=F1(YFs2/ YFs1) F2由下表可查的大小齿轮的齿形系数Z20212223242526272829YFS4.364.334.304.274.244.214.194

11、.174.154.13Z303540455060708090100YFS4.124.064.044.024.014.003.993.983.973.96Z150200YFS4.004.034.06YFs1=4.24 YFs2=4.0 由课本P143表6-4查得许用弯曲应力 F1=301-315MPa F2=280-301MPa 计算两轮的弯曲应力F1=Cm3Ad3 kT2 YFs1/bd1m=48.84Mpa F2=F1(YFs2/ YFs1) =48.84（4.0/4.24）Mpa =46.08Mpa将求得的各参数代入式（6-17）F1=48.84MpaF1F2=46.08MpaF2故轮齿齿

12、根弯曲疲劳强度足够 (5)计算小齿轮圆周速度VV=d1n2/601000=3.14120364.66/601000=2.29m/s六、轴的设计计算 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢，调质处理，硬度217255HBS根据课本P182（9-2）式，并查表9-2，取c=115d115 (10.04/60.78)1/3mm=63.1mm考虑有键槽，将直径增大3%，则d=63.1(1+3%)mm=64.99选标准轴径d=65mm2、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，齿轮靠轴环和套筒轴向定位，周向定位靠平键和过盈配合实现，联

13、轴器靠轴肩、平键和过盈配合分别实现轴向和周向定位，两轴承分别以轴肩和套筒定位。 （2）确定轴各段直径和长度段：d1=65mm ，由此段轴颈可选定联轴器型号，查课本P264表17-6得联轴器L1=107mm，则取L=142mmII段：因为a=(0.07-0.1)d=5d2=d1+2a=65+25=75mm其长度为自由段，根据选定的轴承端盖宽度及联轴器与箱体外壁应有一定距离来确定。取L2=70mm III段：由课本P254表17-2初选用7016c型角接触球轴承，其内径为80mm，宽度为22mm。则取标准直径d3= d2+5=80mm 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（3-5

14、mm）。取套筒长为20mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2-3mm,故L3=（3+22+20）=45mm段：此段轴径与配合，轴肩a=（0.07-0.1）d3取标准直径d4=d3+2a=95mm长度L4=b2-2=120-3=117mm用来定位齿轮的轴环尺寸:a=（0.07-0.1）d4=7，b=1.4a=10mm段：考虑齿轮相对两轴承对称分布，轴承端面和箱体内壁应有一定距离（3-5mm），则取d5= d4-25=85mm，L5=10mm段：与III段相同，此段与轴承配合，直径d6=80mm. 长度L6=22mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=182mm 结构草图如图：(3)按弯矩复合强度计

15、算分度圆直径：已知d大=720mm转矩：已知T3=1595.9Nm求圆周力：根据课本P141（6-11）式得Ft=2000T3/d大=20001595.9Nm /720=4433N求径向力Fr根据课本P141（6-11）式得Fr=Fttan=4433tan200=1613.5N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=L/2=91mm (1) 绘制轴受力简图（如图a）轴承支反力：FAZ=FBZ=Fr/2=806.75NFAY=FBY=Ft/2=2216.5N（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。在垂直面弯矩为MV=FAZL/2=806.750.091=321.43Nm

16、(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MH=FAYL/2=2216.50.091=883.05Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MV2+MH2)1/2=(73.412+201.72)1/2=214.6Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T3=1595.9Nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）由于轴的应力为脉动循环应力，取=0.6，截面C处的当量弯矩： Mec=MC2+(T)21/2 =214.62+(0.61595.9)21/2 =981.3Nm(7)校核危险截面C的强度由式（9-3）及课本P184表9-3查得-1 =55MPar3=Mec/0.1d33=981.3/

17、0.195310-9=11.445MPa -1 =55MPa该轴强度足够。 输入轴的设计计算（与输出轴的方法相同）1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P212页式（7-2），表（7-2）取c=115d1c(P2/n2)1/3=115(10.56/364.66)1/3=35.31mm考虑有键槽，将直径增大3%，则d1=35.31(1+3%)mm=36.4取标准直径d1=38mm2、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，齿轮左面用轴环定位，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

18、轴肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，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7210c型角接球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm。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42mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度小2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d1=120mm求转矩：已知T2=168884.2Nmm求圆周力Ft：根据课本P141（6-11）式得Ft=2T2/d1=2168884.2/72=4691.23N求径向力Fr根据课本P141（6-11）式得Fr=

19、Fttan=4691.230.36397=1707.47N两轴承对称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)由两边对称，截面C在垂直面弯矩为MC1= FAZL/2=853.73568.510-3=58.48Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2= FAYL/2=2345.6268.510-3=160.68Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（58.482+160.682）1/2 =170.99Nm (5)计

20、算当量弯矩：根据课本P213得=0.6Mec=MC2+(T2)21/2=170.992+(0.6168.9)21/2 =198.77Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3）取 d=38mm(与齿轮配合段)r3=Mec/（0.1d13）=198.77103/(0.1383)=36.24Mpa-1 =55Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算（备用可以不校核）根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承 （1）已知n2=364.8r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=1707.47N初先两轴承为角接触球轴承7207C型根据课本P230（8-13）得轴承内部

21、轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=1161.1N (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=1161.1N FA2=FS2=1161.1N (3)求系数x、yFA1/FR1=1161.1N/1707.47N=0.68FA2/FR2=1161.1N/1707.47N=0.68根据课本P229表（8-12）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=60.8r/min Fa=0 FR=FAY=4870.15N试选7014AC型角接触球轴承根据课本P198表

22、（10-11）得FS=0.68FR,则FS1=FS2=0.68FR=0.684870.15=3311.7N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+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=3311.7N (3)求系数x、yFA1/FR1=3311.7/4870.15=0.68FA2/FR2=3311.7/4870.15=0.68根据课本P196表（10-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八 、键联接的选择及校核计算1、输出轴与联轴器采用普通平键联接该联接为静联接，为了便于装

23、配和固定，选用圆头平键（A型）。根据轴径d1=56mm, L1= 82mm，查表得键宽b=16mm，键高h=10mm，根据联轴器轮毂长度L1=84mm,则键长l=84-(4-10)=74-80mm取L=80键1680 GB/T1096-2003 T3=963.324Nm h=10mm根据课本P165（8-2）式,由表8-2查得p=(110Mpa)p=4T3/dhL=4963324/561080 =86Mpap(110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接（同上）3、输出轴与齿轮2联接用平键联接（同上）F=4.8KNV=1.4m/sD=440mmPed：电动机额定功率Pd：电动机输出功率Pw：卷筒轴的输出功率总=0.85Pw=6.72 KWPd=7.9KWPed=11kwn滚筒=60.8r/min电动机型号Y160L-6i总=15.95i1=6i2=2.66nI =970r/minnII=364.66r/minnIII=60.78r/minPI=11KwPII=10.56KwPIII=10.04KwT1=108.29Nm（电动机轴）T2=276.45Nm（减速器高速轴）T3=1595.9N.m（减速器低速轴）PC=12.1KWnI =970r/mindd2=351.12mm取标准值dd2=355mmn2=360