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水泥楼板规格尺寸
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爱问题1992
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设计题目：单级圆柱齿轮减速器计算过程及计算说明一、传动方案拟定 第九组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 带式输送机的传动装置简图1－电动机；2－三角带传动；3－减速器；4－联轴器；5－传动滚筒；6－皮带运输机1、传动方案的分析与拟定（1）
工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限10年，小批量生产，工作为二班工作制，环境清洁。（2）
原始数据：滚筒圆周力F=1900N；带速V=2.55m/s；滚筒直径D=240mm；滚筒长度L=250mm。3、方案拟定： 　　采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。 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=/=5.7KW查手册得 P额 = 7.5kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/（πD）=60×/π×500=97.45r/min
按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ig=3~4。取V带传动比ip=2.5~3.5，则总传动比理时范围为I总=7.5~14。4、确定电动机型号故电动机转速的可选范围为Nd =i总×nw=（7.5~14）×97.45=731~1364r/min适合这一范围的有750r/min和1000r/min,因此选择电动机的型号为Y系列160M-6，n满=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=970/97.45=9.952、分配各级转动比总传动比等于各传动比的乘积:i总=i齿轮×i带取齿轮i带=3（单级减速器i=2.5~3.5合理）
∵i总=i齿轮×i带∴i齿轮=i总/i带=9.95/3=3.32四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n0=n满=970 r/minnI=no/i带=970/3=323(r/min)nII=nI/i齿轮=323/3.32=97.29(r/min)nIII= nII =97.29(r/min)2、
计算各轴的功率（KW）Po=P工作=5.7KW Ⅰ轴: PI=Poη带=5.7×0.96=5.5KWⅡ轴：PII=PI×η轴承×η齿轮=5.5×0.98×0.97 =5.2KW卷筒轴：pIII= PII×η轴承×η联轴器=5.2×0.98×0.99=5.05 KW3、
计算各轴扭矩（N•mm）To=9550Po/no=/970=56.12 N•mTI=9550PI/nI=/323=162.62N•mTII=9550PII/nII=/97.29=510.43N•mTIII=9550PIII/nIII=/97.29=715.22N•m轴号 功率P/kW
N /(r.min-1)
0 5.7 970 56.12
1 5.5 323 162.62
2 5.2 97.29 510.43 4.02
3 5.05 97.29 495.71 1五、传动零件的设计计算
皮带轮传动的设计计算（1）
选择普通V带截型由课本P130表8.12得：kA=1.1PC=KAP=1.1×7.5=8.25KWnI==970r/min由课本P131图8.12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速查资料表6－5，6－6
则取dd1=125mm&dmin=75
dd2=nI/ nII•dd1=970/323×125=375mm由课本P115表8-3，取dd2=375mm实际转动比i= dd2/dd1 =375/125=3带速V：V=πdd1nI/60×1000=π×125×970/60×1000
=6.3m/s(带速合适)（3）
确定带长和中心矩根据课本P132式（8-14）得0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7(125+375)≤a0≤2×(125+375)
所以有：350mm≤a0≤1000mm预选a0=650 由课本P132式（8-15）得带的基准长度：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2+dd1)/4a0 =2×650+1.57(125+375)+(375+125)2/(4×650) =2181mm根据课本P117表8.4取基准长度：Ld=2240mm根据课本P132式（8-16）得：a≈a0+（Ld-L0）/2=650+（）/2
=679.5mmamin=a-0.015 Ld =679.5-0.03×mmamax=a+0.015 Ld =679.5+0.03×mm (4)验算小带轮包角
一般使α1≥1200（特殊情况下允许α1≥900，若不满足此条件，可适当增大中心距或减小两带轮的直径差。根据课本P132式（8-17）得α1=1800-【(dd2-dd1 )/a】×57.30
=1800-【（375-125）/679.5】×57.30
=158.90&1200（满足）（5）确定带的根数由式 确定V带根数，查6－3表得 ＝1.18kW，查6－7表得 ＝0.11kW查6－2表得 ＝0.99， ＝0.89则 Z=PC/（(P0+△P0)•
=2.71/（0.97+0.11）×0.99×0.89
故要取3根A型V带6)计算轴上压力由课本P121表8-6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由课本P132式（8-19）单根A型普通V带的初拉力：F0=(500PC/ZV)×（2.5/Kα-1）+qV2=(500×2.64/3×4.92)×(2.5/0.98-1)+0.1×4.922]N
=141.1N则作用在轴承的压力FQ，由课本P133式（8-20）FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×141.1sin167.8/2=840.4N(7)设计结果：选用3根A-1600，GB A型普通V带中心距a=500mm,带轮直径dd1=100mm，dd2=236mm 轴上压力FQ=840.4N2、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45C调质，齿面硬度为220~240HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据《机械零件设计手册》选8级精度。齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3 由式公式确定有关参数如下：传动比i齿=3.32 取小齿轮齿数：Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.32×25=83
实际传动比I0=83/25=3.32传动比误差：（i-i0）/I=（3.32-3.32）/3.32=0%&2.5% 可用齿数比：u=i0=3.32(3)转矩T1T1=9550×P/n11=/510.43
=106.64N•m
(4)载荷系数k
由课本P185表10-11取k=1.1(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlimZNT/SH由课本P181图10-24查得：σHlimZ1=560Mpa
σHlimZ2=530Mpa由课本P180式N=60njLh计算应力循环次数NLNL1=60njLh =60n1rth=60×323×1×(10×300×16)=9.3×108NL2=NL1/i=9.3×108/4=2.93×108由课本P183图10-27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1
ZNT2=1.15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=σHlim1ZNT1/SH=560×1.0/1.0Mpa=560Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=76.43[1×162620×(4+1)/1×4×mm=82.28mm?模数：m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根据课本P165表10-3取标准模数：m=4mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P187（10-24）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σF]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=4×25mm=100mmd2=mZ2=4×100mm=400mm齿宽：b=φdd1=1×100mm=100mm取b=100mm
b1=105mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=100由课本P187表10-13和表10-14相得YFa1=2.65
YSa1=1.59YFa2=1.34
(8)许用弯曲应力[σF]根据课本P180（10-14）式：[σF]= σFlim YSTYNT/SF由课本P182图10-25C查得：σFlim1=210Mpa
σFlim2 =190Mpa由课本P183图10-26查得：YNT1=1
YNT2=1试验齿轮的应力修正系数YS1=1.59
YS2=1.80按一般可靠度选取安全系数SF=1.3
计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162Mpa[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =190×/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1××25) ×2.65×1.59Mpa=90.3Mpa& [σF]1σF2=σF1YF2YS2/YF1YS1=(90.3×1.34×1.8/2.65×1.59)Mpa=84Mpa& [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aa=m/2(Z1+Z2)=4/2(25+100)=500mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=πd1n2/60××100×97.29/60×1000=3.78m/s查表的选8级精度是合适的六、轴的设计计算
输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径由已知条件可知此减速器传递的功率属中小功率，对材料无特殊要求，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118P——高速轴的输入功率n——高速轴的转速d≥c(pⅡ/nⅡ) 1/3 =(102.72~118）(2.092/427)1/3mm=18~20mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（18~20）×(1+5%)mm=（18.9~21）∴选d=20mm2、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，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。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，则采用过盈配合固定。 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=d=20mm
长度取L1=55mmII段: d2=d1+2h∵h=2c
查表得c=1.5mmd2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm∴d2=26mm初选用6206型深沟球轴承，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= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mmⅣ段直径d4=d3+2h=32+2×3=38mm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：（26+3×2）=32mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为32mmⅤ段直径d5=30mm.
长度L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=mz1=50mm②求转矩：已知T1=48700N•mm③求圆周力：Ft根据课本P184（10-15）式得Ft=2T1/d1=2×8N④求径向力Fr根据课本P184（10-15）式得Fr=Ft•tanα=1948×tan200=709N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55mm
(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=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N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=354.5×54=19143 N•mm(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=974×54=52596N•mm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(962)1/2=55971N•mm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P/n2）×106=48700N•mm(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=[×/2=74191N•mm (7)校核危险截面C的强度由式σe=Mec/0.1d33 得σe=Mec/0.1d33=×323=22.6MPa& [σ-1]=60MPa∴该轴强度足够。 图a 2）输出轴的设计计算由于设计的是单级减速器的输入轴，属于一般轴的设计问题，选用45#调质，并经调质处理，硬度217~255HBS, 抗拉强度σb=590Mpa，弯曲疲劳强度σ-1=255Mpa。[σ-1]=60Mpa1、按扭矩初算轴径根据课本P265（14-2）式，d≥c(p/n) 1/3C——以材料及受载情况有关的系数，根据课本P265，查表14-1，取c=102.72~118d≥c(pⅢ/nⅢ) 1/3 =(102.72~118）(2.01/106.82)1/3mm=28.5~31mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=（28.5~31）×(1+5%)mm=（30~33）由设计手册取标准值d1=30 （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，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。大带轮轮毂靠轴肩、平键和螺栓分别实现轴向定位和周向固定。（2）确定轴的各段直径和长度工段：d1=30mm
II段: d2=d1+2h∵h=2c
查指导书取c=1.5mm
d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36∴d2=36mm初选6207型滚动球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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96mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。III段直径d3= d2+2h =42mmL3=L1-L=55-2=53mmⅣ段直径d4=d3+2h=42+2×3=48mm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：（36+3×2）=42mm因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为42mmⅤ段直径d5=40mm.
长度L5=15mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=108mm(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=200mm②求转矩：已知T2=9.55×（PⅡ/nⅢ）×106=187×103N•m③求圆周力Ft：根据课本P184（10-15式得Ft=2T2/d2=2×187×103/200=1870N④求径向力Fr根据课本P184（10-15式得Fr=Ft•tanα=79=680.6N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=N (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=340.3×54=18376.2N•mm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=935×54=50490N•mm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2
=（902）1/2
=53730N•mm (5)计算当量弯矩：转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面CMec=[MC2+(αT)2]1/2=[×]1/2
=194566N•mm (6)校核危险截面C的强度σe=Mec/（0.1d3）=275.06/(0.1×403)=30.4+Mpa&[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16×365×10=58400小时1、计算输入轴承（1）.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=26mm，转速n1=427.27 r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft1=2T1/d1=2×8N Fr1=Ft1tan20=709N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2×354.5=425.4NP2=ft XR2=1×0.56×354.5=198.52N2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=26mm，初选6206型，查指导书P154附10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=19500N，基本额定静载荷Cor=11500N。3.由预期寿命求所需CP1＞P2，即按轴承1计算C=P1/ft×（60n Lh/106）1/3= 425.4×（60×427.27×）1/3=5104.8N因C＜Cor=11500N，故选此轴承型号为6206型2、计算输出轴承1.求轴承的当量动载荷P1、P2由题目工作条件查课本P293表15-12和15-14选择载荷系数fP=1.2，温度系数ft=1。已知轴颈d2=40mm，转速n1=106.82r/min，假设轴承仅受径向载荷R1和R2，由直齿齿轮受力分析公式P184式10-15可得：Ft2==2×187×103/200=1870NFr2=Ft2tan20=680.6N
因轴承对称齿轮分布，故R1=R2=Fr2/2=340.3NP1=fP R1=1.2×340.3=408.4NP2=ft XR2=1×0.56×340.3=190.568N2.试选轴承型号
根据计算轴颈d2=40mm，初选6207型，查指导书P154附表10-2得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=25500N，基本额定静载荷Cor=15200N。3.由预期寿命求所需CP1＞P2，即按轴承1计算C=P1/ ft ×（60n Lh/106）1/3=408.4×（60×106.82×）1/3=2943.3N因C＜Cor=15200N，故选轴承型号为6207型八、键联接的选择及校核计算由于齿轮和轴材料均为刚和合金钢，故取[σP]=100Mpa1、输入轴与大带轮轮毂联接采用平键联接轴径d1=20mm,L1=55mm查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=6mm，h=6mm，键长范围L=14-70mm。键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=44mm。强度校核：由P276式14-7得σp=4T1/dhl=4××44 =37Mpa&[σP](100Mpa)所选键为：键C6×50GB/T10962、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=32mm,L3=53mm查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=10mm，h=8mm，键长范围L=22～110mm。键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=35mm。强度校核：由P276式14-7得σp=4T1/dhl=4××35 =21.8Mpa&[σP](100Mpa)所选键为：键A10×45GB/T10963、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=42mm,L3=53mm查课本P276表14-8得，选用A型平键，得：b=12mm，h=8mm，键长范围L=28～140mm。键长取L=L3－（5～10）=45mm。键的工作长度l=L－b=33mm。强度校核：由P276式14-7得σp=4T2/dhl=4××8×33 =67.5Mpa&[σP](100Mpa)所选键为：键A12×45GB/T10963、输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d1=30mm,L1=55mm查课本P276表14-8得，选用C型平键，得：b=8mm，h=7mm，键长范围L=18～90mm。键长取L=L1－（5～10）=50mm。键的工作长度l=L－b=42mm。强度校核：由P276式14-7得σp=4T2/dhl=4××7×42 =84.8Mpa&[σP](100Mpa)所选键为：键C8×50GB/T1096第九章 箱体主要结构尺寸计算箱体用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成，箱体主要尺寸计算参看唐曾宝《机械设计课程设计》（第二版）表5－1箱体结构尺寸选择如下表：名称 符号 尺寸（mm）机座壁厚 δ 8机盖壁厚 δ1 8机座凸缘厚度 b 12机盖凸缘厚度 b 1 12机座底凸缘厚度 b 2 20地脚螺钉直径 Df 16地脚螺钉数目 N 4轴承旁联结螺栓直径 d1 12机盖与机座联接螺栓直径 d2 8轴承端盖螺钉直径 d3 8窥视孔盖螺钉直径 d4 6定位销直径 D 6凸台高度 h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准箱体外壁至轴承座端面距离 l1
C1+C2+(5—8)=34大齿轮顶圆与内机壁距离 △1 12齿轮端面与内机壁距离 △2
12机盖、机座肋厚 m1 ,m2 9， 9轴承端盖外径（凸缘式） D2 101， 120
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