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1、目录一、传动方案拟定3二、电动机的选择4三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、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13七、滚动轴承的选择及校核计算21八、键连接的选择及计算24九、参考文献25十、总结25机械设计课程设计计算说明书计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：运输带传递的有效圆周力F=1175N，运输带速度V=1.65m/s，滚筒的计算直径D=260mm，工作时间8年，每年按300天计，2班工作（每班8
2、小时）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：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.950.99230.970.990.96=0.8549(2)电动机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=11751.65/(10000.960)=2.023、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=44.59r/min按手册P725表14-34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ia=840。取V带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（620）47.75
3、=286.5955r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min。根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表14-5查出有三种适用的电动机型号：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，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，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机。其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/44.5931.852、分配各级传动比（1） 据手册P725表14-3
4、4，取齿轮i齿轮=3 （单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=17.05/3.010.61四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） 1420/3.0473.33r/min473.33/3.71127.58r/min/127.58/2.86=44.60 r/min2、 计算各轴的功率（KW）2.700.962.592kW22.5920.980.952.413kW22.4130.980.952.247kW3、 计算各轴扭矩（Nmm） 电动机轴的输出转矩=9550 =95502.7/1420=18.16 Nm所以: =18.163.00.96=52.30
5、 Nm=52.303.710.960.98=182.55 Nm=182.552.860.980.95=486.07Nm输出转矩：0.98=52.300.98=51.25 Nm0.98=182.550.98=178.90 Nm0.98=486.070.98=473.35Nm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P218表13-8得：kA=1.1PC=KAP=1.12.7=2.97KW由课本P219图13-15得：选用z型V带 （2）、确定带轮基准直径，并验算带速由机械设计课程设计P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为75140mm则取dd1=140
6、mmdmin=90mm由机械设计课程设计P219表13-9，取dd2=264.6mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=142090/265=482.26r/min带速V：V=dd1n1/(601000)=90*1420/(601000)=6.69m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)、确定V带基准长度Ld和中心矩a初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5mm取a0=535mm符合0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)由机械设计基础P220得带长：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2532.5+1.
7、57(90+265)+(265-90)2/（4535） =1622.4mm根据机械设计基础P212表（13-2）对A型带取Ld=1800mm根据机械设计基础P220式（13-16）得：aa0+（Ld-L0）/2=532.5+（1800-1622.4）/2 =621mm(4)验算小带轮包角 （5）确定带的根数 Z根据机械设计基础P214表（13-3）P0=0.35KW根据机械设计基础P216表（13-5）P0=0.03KW根据机械设计基础P217表（13-7）K=0.954根据机械设计基础P212表（13-2）KL=1.18由机械设计基础P218式（13-15）得Z=PC/P0=PC/(P0+P
8、0)KKL 取7根(6)计算轴上压力由机械设计基础P212表13-1查得带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：则作用在轴承的压力FQ，由机械设计基础P221式（13-18）V带标记 Z 1800 GB/T11544-1997 齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿数=24大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取Z=90 齿轮精度按GB/T100951998，选择7级
9、，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6查课本选取区域系数 Z=2.433 由课本 则由课本公式计算应力值环数N=60nj =60473.331（283008）=1.0910hN= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查课本图得：K=0.93 K=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查课本由表得： =189.8MP 由表得: =1T=95.510=95.5102.47/473.33=6.410N.m3.设计计算小齿轮的分度圆
10、直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=53.84mm计算摸数m 初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.96计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数K使用系数=1根据,7级精度, 查课本由表10-8得动载系数K=1.07,查课本由表10-4得K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231053.84=1.54查课本由表10-13得: K=1.35查课本由表10-3 得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.54=1.98按实际载荷系数校正所算得的分
11、度圆直径d=d=53.84=57.08计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩48.6kNm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.712489.04传动比误差 iuz/ z90/243.75i15，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos90/ cos1498.90 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齿形系数Y和应力校正系数Y查课本由表得:齿形系数Y2.592 Y2.211 应力校正系数Y1.596
12、 Y1.774 重合度系数Y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/90）cos141.66arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系数Y轴向重合度 1.77Y11.77*14/1200.79 计算大小齿轮的 查课本由表得到弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮查课本由表得弯曲疲劳寿命系数:K=0.86 K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯
13、曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=57.80来计算应有的齿数.于是由:z=28.033 取z=28那么z=3.7128=103.88=104 几何尺寸计算计算中心距 a=136.08将中心距圆整为137按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=58.95d=218.95计算齿轮宽度B=圆整的 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217255HBS根据课本机械设计基础P245（14-2）式
14、，并查表14-2，取C=115dC(P/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=24.80(1+5%)mm=28.55选d=30mm2、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段：d1=30mm 长度取L1=60mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=30+221.5=36mmd2=36mm初选用7208c型
15、角接触球轴承，其内径为d=40mm,宽度为B=18mm. 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21mm，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距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+21+18+57）=98mmIII段直径d3=42mmL3= 50mm段直径d4=48mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=42+23=48mm长度与右面的套筒相同，即L4=21mm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.
16、该段直径应取：（40+32）=46mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为41mm段直径d5=40mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=54mm求转矩：已知T1=140013Nmm 求圆周力：Ft根据课本机械设计基础P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2140013 /54=5185.667N求径向力Fr根据课本机械设计基础P168（11-2）式得Fr=Fttan=5185.667tan200=1887.428N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm(1)绘制轴受力简图，如图a(2)绘制垂直面弯矩
17、图，如图b轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=943.714NFAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N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=(943.71411110-3)/2=52.376Nm(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=2592.83411110-3/2=143.902Nm(4)绘制合弯矩图，如图dMC=(MC12+MC22)1/2=(52.3762+143.9022)1/2=153.137Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55106（P2/n2）=133.013Nm(6)绘制当量弯矩图,如
18、图f转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.8，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=153.1372+(0.8133.013)21/2=186.478Nm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=186.478/(0.14210-3) 3=25.169MPa -1b=60MP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217255HBS根据课本机械设计基础P245，表（14-2）取C=113dC(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm取d=48mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的
19、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段：d1=48mm 长度取L1=82mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=48+221.5=54mmd2=54mm初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,宽度为21mm. 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21mm，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42mm，安装齿轮段
20、长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+21+21+42）=86mmIII段直径d3=62mmL3= 50mm段直径d4=68mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=62+23=68mm长度与右面的套筒相同，即L4=21mm段直径d5=54mm. 长度L5=23mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=270mm求转矩：已知T3=132988.8Nmm求圆周力Ft：根据课本机械设计基础P168（11-1）式得Ft=2T3/d2=2132988.8/270=985.102N求径向力Fr根据课本机械设
21、计基础P168（11-1a）式得Fr =Fttan200=985.102tan200=358.548N两轴承对称LA=LB=57.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179.274NFAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N (2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=(179.27411510-3)/2=10.308Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=492.55111510-3)/2=28.322Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（10
22、.3082+28.3222）1/2 =30.140Nm(5)计算当量弯矩：根据课本机械设计基础P246得=0.8Mec=MC2+(T)21/2=30.1402+(0.8639.867)21/2 =512.780Nm(6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d3）=512.780/0.1(6210-3) 3=21.516Mpa-1b=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： 830010=24000小时1、计算输入轴承（1）已知n=238.727r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=2592.834N初先两轴承为角接触球轴承7208C型根据课本机械设
23、计基础P281（16-12）得轴承内部轴向力FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N (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=1763.127N FA2=FS2=1763.127N (3)求系数x、yFA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68根据课本机械设计基础P280表（16-11）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR224000h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=47.745r/min Fa=0 FR=
24、FAZ=492.551N试选7209C型角接触球轴承根据课本机械设计基础P281表（16-12）得FS=0.68FR, 则FS1=FS2=0.68FR=0.68462.551=334.934N (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=334.934N (3)求系数x、yFA1/FR1=334.934/492.551=0.68FA2/FR2=334.934/492.551=0.68根据课本机械设计基础P280表（16-11）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR224
25、000h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=30mm, L1=60mm查机械设计课程设计p112表10-20得，选用C型平键，得：键C 108 l=L1-b=60-10=50mmT2=133.013Nm h=8mm根据设计手册得p=4T2/dhl=4133013/(30850） =44.61MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键连接轴径d3=42mm L3=50mm T=133.8Nm选A型平键键128 l=L3-b=50-12=38mm h=8mmp=4T/dhl=4133800/42838 =41.92Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键连接轴径d2
26、=54mm L2=86mm T=639.9Nm查手册选用A型平键键1610 l=L2-b=86-16=70mm h=10mm据设计手册得p=4T/dhl=4639900/541070=67.72Mpa1200（适用）P0=1.41KWP0=0.09KWK=0.98KL=1.11Z=6.94取7根F0=54.1NFQ=749.9NHlim1=700Mpa Hlim2=610Mpa Flim1=600Mpa Flim2 =460MpaH1=700.0MpaH2=610MpaSF=1.25F1=500MpaF2=380MpaT1=140013Nmm传动比i齿=5Z1=28Z2=104i0=135/2
27、7=3.25u=i0=3.25d=1.0k =1.98ZE=189.8ZH=2.5d1= 52.69mm m=2mmd1=56mm d2=208mmda1=60mmda2=212mmb=57mm b1=62mm中心距a=137mmYFa1=2.592 YSa1=1.596YFa2=2.211 YSa2=1.774F1=307.14MpaF2=252.43C=115d=30mmd1=30mmL1=60mmd2=36mmB=18mmL2=98mmd3=42mmL3= 50mmd4=48mmL4=21mmd5=40mmL5=19mmL=111mmd1=54mmT1=140013NmmFt=5185.
28、667NFr=1887.428NFAY=943.714NFAZ=2592.834NMC1=52.376NmMC2=143.902NmMC=153.137NmT=133.013NmMec=186.478Nme=25.169MPad=48mmd1=48mmL1=82mmd2=54mmL2=86mmd3=62mmL3= 50mmd4=68mmL4=21mmd5=54mmL5=23mmL=115mmT3=132988.8NmmFt=985.102NFr=358.548NFAX=179.274NFAZ=492.551NMC1=10.308NmMC2=28.322NmMC=30.140NmMec=512.780Nme=21.516Mpa轴承预计寿命24000hFS1=1763.127NFA1=1763.127NFA2=1763.127NP1=2852.117NP2=2852.117NLH=149994h24000h预期寿命足够FS1=FS2=334.934NP1=541.806NP2=541.806NLh=125273 h 24000h此轴承合格轴径d1=30mmL1=60mm键C 108p=44.61Mpa轴径d3=42mmL3=50mm键128p=41.92Mpa键1610p=67.72Mpa齿轮1齿轮2侧视图轴齿轮侧视图轴类零件视图主视图
