TOC\o"1-5"\h\z一、傳動方案擬定 3二、電動機的選擇 4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 5五、傳動零件的設計計算 6六、軸的設計計算 13七、滾動軸承的選擇及校核計算 21八、鍵連接的選擇及計算 24九、參考文獻 25十、總結 25機械設計課程設計計算說明書計算過程及計算說明一、傳動方案擬7E設一臺帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器(1)工作條件：使用年限8年，2班工作制，原動機為電動機，齒輪單向傳動，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。F=1175NV=sD=260mmT］總=P工作=n筒=minn=1550r/min電動機型號：Y100L2-4i總=

i齒輪=3(2)i齒輪=3運輸帶速度V=s,滾筒的計算直徑D=260mm工作時間8年，每年按300天計，2班工作(每nI=n電機=473r/minnii=min1-電動機 2-帶傳動 3-減速器 4-聯(lián)軸器 nii=min1-電動機 2-帶傳動 3-減速器 4-聯(lián)軸器 5-滾筒 6-傳送帶niii=minPi=P工作=PiiiTi=N?mTii=?mTiii=?mkA=二、電動機選擇Pc=班8小時)選用z型V帶2、電動機功率選擇:(1)傳動裝置的總功率:ddi=90mm3毛總二刀帶X選用z型V帶2、電動機功率選擇:(1)傳動裝置的總功率:ddi=90mm3毛總二刀帶X刀軸承X刀齒輪X刀聯(lián)軸器X刀滾筒dd2=取dd2=265mm=xXXXn2=min帶速V=s(2)電動機所需的工作功率:P工作=FV/（10000總）a0=取a0=535mm=1175X（1000X1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機取取Ld=1800mma=621mm%1=>120(適用)Po=△Po=K%=Kl=Z=取7根Fo=Fq=(THlim1=700Mpa(THlim2=610Mpa(TFlim1=600Mpa(TFlim2=460Mpa[(Th]1=[(TH]2=610MpaSf=[(7f]1=500Mpa[(TF]2=380MpaTi=140013N?mm傳動比i齒=53、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60X1000V/兀D1000600.7= =min兀300按手冊P725表14-34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圍ia=8~40。取V帶傳動比i'i=2~4,則總傳動比理時范圍為i'a=6~20。故電動機轉速的可選范圍為n'd=i'aXn筒=(6~20)x=~955r/min符合這一范圍的同步轉速有1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由機械設計課程設計 P167表14-5查出有三種適用的電動機型號：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，則選n=1500r/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速，選定型號為Y100L2-4的三相異步電動機。其主要性能：額定功率：，滿載轉速1420r/min,額定轉矩。質量35kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總二門電動/n筒=1420/=2、分配各級傳動比

(1)據(jù)手冊P725表14-34,取齒輪i齒輪=3Zi=28(單級減速器Zi=28(2) ;i總二i齒輪xi帶/.i帶=i總/i齒輪四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速(r/min)n=nm/i0=1420/=minnn=ni/i1==minnm=n^/i2==r/min2、計算各軸的功率(KW)R=Pdx1=x=R=PiXt]2X3=XX=Pw=RXt]2X3=xx=3、計算各軸扭矩(Nmm)電動機軸的輸出轉矩Td=95501=9550X1420=N?mnm所以：Ti=TdXi0X1=XX=NI-mTn=TiX>X1X2=XXX=N-mTm=TnXi2X2X3=XXX=?m輸出轉矩：7=T]X=X=N?mTn=TnX=X=N，niTm=TmX=X=?m五、傳動零件的設計計算1、皮帶輪傳動的設計計算Z2=104i0Z2=104i0=135/27=u=i0=(J)d=k=Ze=Zh=d1=m=2mmd〔二56mmd2=208mmda1=60mmda2=212mmb=57mmb〔二62mm中心距a=137mmYfb1=YSa1=YFa2=YSa2=(TF1=(TF2=C=115由課本P219圖13-15得：選用由課本P219圖13-15得：選用z型V帶(2)、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由機械設計課程設計P219圖13-15得，推薦的由機械設計課程設計P219表13-9,取dd2=d=30mmdi=30mmLi=60mmd2=36mmB=18mmL2=98mmd3=42mmL3=50mmd4=48mmL4=21mmd5=40mmL5=19mmL=111mmdi=54mmTi=140013N?mmFt=Fr=FaY=Faz=MCi=mMc2=-mMc=-m由課本P218表13-8得：kA=Pc=KaP=X=小帶輪基準直徑為75~140mm貝U取ddi=140mm>dmin=90mm實際從動輪轉速n2'=nddi/dd2=1420x90/265=min帶速V:V=兀ddini/(60X1000)=兀X90*1420/(60 X1000)=s在5~25m/s范圍內，帶速合適。(3)、確定V帶基準長度Ld和中心矩a初步選取中心距a0=(d+cb)=x(90+265)=取a0=535mm符合(dC)<a0<2(ddi+dd2)由《機械設計基礎》P220得帶長：

Lo=2ao+(ddi+di2)+(dd2-ddi)/4a0=2X+(90+265)+(265-90)2/(4X535)根據(jù)《機械設計基礎》P212表(13-2)對A型帶取Ld=1800mm根據(jù)《機械設計基礎》P220式(13-16)得：a=a0+(Ld-L。)/2=+()/2=621mm(4)驗算小帶輪包角(5)確定帶的根數(shù)Z根據(jù)《機械設計基礎》P214表(13-3)P0=根據(jù)《機械設計基礎》P216表(13-5)△R=根據(jù)《機械設計基礎》P217表(13-7)K%=根據(jù)《機械設計基礎》P212表(13-2)Kl=由《機械設計基礎》P218式(13-15)得Z=P/[P0]=P“P0+AP0)K認KlT=-mMec=mere=d=48mmd1=48mmL1=82mmd2=54mmL2=86mmd3=62mmL3=50mmd4=68mmL4=21mmd5=54mmL5=23mmL=115mmT3二?mmFt=Fr=Fa)=Faz=MC=?mMC2=-mMC=mMC=mMec=-mere=軸承預計壽命24000hFsi=Fai=Fa2=Pi=P2=LH=149994h>24000h預期壽命足夠Fs1=Fs2=Pi=P2=Lh=125273h>24000h「?此軸承合格軸徑d〔=30mmL1=60mm鍵C10X8(Tp=軸徑d3=42mmL3=50mm取7根(6)計算軸上壓力由《機械設計基礎》P212表13-1查得帶的單位長度質量q=m由式(13-17)單根V帶的初拉力：則作用在軸承的壓力Fq,由《機械設計基礎》P221式(13-18)V帶標記Z1800GB/T11544-1997.齒輪材料，熱處理及精度考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制， 故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪(1)齒輪材料及熱處理①材料：小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪280HBS取小齒數(shù)Zi=24大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBSZ2=i1XZ1=X24=取Z2=90②齒輪精度按GB/T10095-1998,選擇7級，齒根噴丸強化。.初步設計齒輪傳動的主要尺寸按齒面接觸強度設計確定各參數(shù)的值：①試選Kt=查課本選取區(qū)域系數(shù)Zh=由課本1 0.78 20.82貝(J0.780.821.6②由課本公式計算應力值環(huán)數(shù)N=60n1j。=60XX1X(2X8X300X8)=x109h

N2==x108h#為齒數(shù)比，即=Zi)乙③查課本圖得：K1=KN2==x108h#為齒數(shù)比，即=Zi)乙③查課本圖得：K1=K2=④齒輪的疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式得:[H]1=KHN1Hlim1=X550=MPaSK[H]2=KHN2Hlim2=X450=432MPaS許用接觸應力⑤查課本由表得：由表得:ZE=ad=1T=X105XP1/n1=X105X=x43.設計計算①小齒輪的分度圓直徑dit3 421.66.4010 4.713.712.433189.8、2( ) 53.84mm471.75鍵12X8(TP=鍵16X10(Tp=③計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬b=dd1tmn初選螺旋角 dd1tmn初選螺旋角 =14mnt=d1tcos乙④計算齒寬與高之比53.84cos14… 2.18mm24bh齒局h=mnt=X=mmbh=53.844.5=⑤計算縱向重合度d1tan0.318124tan14=

⑥計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)Ka=1根據(jù)v1.62m/s,7級精度，查課本由年2表10-8動載系數(shù)Kv=,查課本由P94表10-4得Kh的計算公式:KH=1.120.18(10.6d2) d2+Xl03Xb=+(1+X1+X103X=查課本由P95表10-13得：Kf=查課本由P93表10—3得：Kh=心=故載荷系數(shù)：K=KKhKhKh=1XXX=⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑5=*3尸=X嚕=5⑧計算模數(shù)mnd1cosmn= 乙57.08cos14… 2.34mm24.齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式22KTiYcos2 22KTiYcos2 YfYsdZ21a([f])⑴ 確定公式內各計算數(shù)值①小齒輪傳遞的轉矩芯=確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z1=24,z2=i21z1=x24傳動比誤差i=u=z3z。=90/24=Ai=1%與5%,允許②計算當量齒數(shù)z，i=z1/cos#=24/cos314=

zf2=z?/cos=戶=90/cos314=③初選齒寬系數(shù)露按對稱布置，由表查得a=1④初選螺旋角初定螺旋角5=14=⑤載荷系數(shù)KK=KKkKf也K型=ixxx=⑥查取齒形系數(shù)Y她和應力^正系數(shù)Y查課本由表得：內形系數(shù)丫皿=Y皿=應力校正系數(shù)丫皿==⑦重合度系數(shù)Y端面重合度近似為％=[(1[)]cos=[-ZlZ2x(1/24+1/90)]Xcos14=3=arctg(tg//cos尸)=arctg(tg20-/cos14)="自二】出式皚恥因為％=兀/cos°片，則重合度系數(shù)為 Y1=+cos月/%=⑧螺旋角系數(shù)Y聲軸向重合度彳蝴到儂足=53.84sin14o=2.34Y產=1—*14/120=⑨計算大小齒輪的 互旦[f]查課本由表得到彎曲疲勞強度極限小齒輪FF1500MPa 人齒輪FF2380MPa查課本由表得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KfN1= K FN2=取彎曲疲勞安全系數(shù)S=Kfn1FF10.86500[F]1-S 1.4 307.14[ -Kfn2ff20.93_380252.431.4大齒輪的數(shù)值大.選用.⑵設計計算①計算模數(shù)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù)，取mn-2mmi為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1-mm來計算應有的齒數(shù).于是由：z1-57.80cos14-取Z1-28mn那么z2-X28--104②幾何尺寸計算計算中心距 a-(zi計算中心距 a-(ziz2)mn-(28104)2_ - -mm2cos2cos14將中心距圓整為137mm按圓整后的中心距修正螺旋角(i2)mn (28104)2-arccos—1 narccos 18.562 2136.08因值改變不多，故參數(shù)，k,Zh等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1-z1mn 282-mmcoscos18.06d2-zd2-z2mncos1042-mmcos18.06計算齒輪寬度B-d1158.90mm58.95mm圓整的 B257B162六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調質，硬度217~255HBs根據(jù)課本《機械設計基礎》P245(14-2)式，并查表14-2,取C=115d>C(P/n)1/3=1131/3mm=考慮有鍵梢，將直徑增大5%則d=x(1+5%)mm=.?選d=30mm2、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，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2)確定軸各段直徑和長度I段：d1=30mm長度取L〔二60mmJh=2cc=II段:d2=d1+2h=30+2x2x=36mm??d2=36mm初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為d=40mm,寬度為B=18mm.

考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為21mm通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定距離而定，為此，取該段長為57mm安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm故II段長：L2=(2+21+18+57)=98mmIII段直徑d3=42mmL3=50mmIV段直徑d4=48mm由手冊得：c=h=2c=2x=3mmd4=db+2h=42+2X3=48mm長度與右面的套筒相同，即L4=21mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。?40+3X2)=46mm因此將IV段設計成階梯形，左段直徑為41mmV段直徑d5=40mm.長度L5=19mm由上述軸各段長度口」算得軸支承跨距L=111mm(3)按彎矩復合強度計算①求分度圓直徑：已知d1=54mm②求轉矩：已知F=140013N?mm③求圓周力：Ft根據(jù)課本《機械設計基礎》P168(11-1)式得Ft=2「/d1=2X140013/54=④求徑向力Fr根據(jù)課本《機械設計基礎》P168(11-2)式得Fr=Ft-tan%=xtan200=⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：La=Lb=(1)繪制軸受力簡圖，如圖a(2)繪制垂直面彎矩圖，如圖b軸承支反力：Fay=Fb產Fr/2=FAZ=FBZ=Ft/2=由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MkFAyL/2=X111X10-3)/2=?m(3)繪制水平面彎矩圖，如圖c截面C在水平面上彎矩為：Mc2=FazL/2=X111X10-3/2=-m(4)繪制合彎矩圖，如圖dMc=(Mci2+MC22)1/2=+1/2=+1/2=-m⑸繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：T=x106x(P2/n2)=-m(6)繪制當量彎矩圖，如圖f轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取%二，截面C處的當量彎矩：Mec=[Mc2+(%T2]1/2=[+x2]1/2=-m(7)校核危險截面C的強度由式(6-3)6e=Mec/=X42X10-3)3=<[(r-i]b=60MP???該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45調質鋼，硬度217~255HBs根據(jù)課本《機械設計基礎》P245,表(14-2)取C=113d>C(P3/n3)1/3=1131/3=取d=48mm2、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，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2)確定軸各段直徑和長度I段：di=48mm長度取Li=82mmJh=2cc=II段:d2=di+2h=48+2x2x=54mmd2=54mm初選用7211c型角接觸球軸承，其內徑為55mm,寬度為21mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為21mm通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為42mm安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm故II段長：L2=(2+21+21+42=86mmIII段直徑d3=62mmL3=50mmIV段直徑d4=68mm由手冊得：c=h=2c=2x=3mmd4=cb+2h=62+2X3=68mm長度與右面的套筒相同，即L4=21mmV段直徑d5=54mm.長度Ls=23mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=115mm(3)按彎扭復合強度計算①求分度圓直徑：已知d2=270mm②求轉矩：已知工二,mm③求圓周力Ft:根據(jù)課本《機械設計基礎》P168(11-1)式得Ft=2T3/d2=2X270=④求徑向力Fr根據(jù)課本《機械設計基礎》 P168(11-1a)式得Fr=Ft-tan20°=xtan20°=⑤;兩軸承對稱??La=Lb=(1)求支反力FaxsFbkFaz、FbzFax=Fb產Fr/2=2=FAz=FBz=Ft/2=2=(2)由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MCi=FaxL/2=x115X10-3)/2=?m(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FazL/2=x115X10-3)/2=?m(4)計算合成彎矩M=(Mi2+M22)1/21/2=(+)=?m⑸計算當量彎矩：根據(jù)課本《機械設計基礎》 P246得％=Mec=[M2+(aT)2]1/2=[+x2]1/2= ?m(6)校核危險截面C的強度(re=Mec/()=[x(62X10-3)3]=<[(r-1]b=60Mpa???此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命：8X300X10=24000小時1、計算輸入軸承(1)已知n尸min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=初先兩軸承為角接觸球軸承7208c型根據(jù)課本《機械設計基礎》P281(16-12)得軸承內部軸向力Fs=貝UFs1=Fs2==⑵VFsi+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1=Fs1=FA2=Fs2=(3)求系數(shù)x、yFai/FR1==Fa2/FR2==根據(jù)課本《機械設計基礎》P280表(16-11)得e=Fai/FRi<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y 1=0 y 2=0(4)計算當量載荷R、P2根據(jù)課本《機械設計基礎》P279表(16-9)取fp=根據(jù)課本《機械設計基礎》P284得R=fp(x品1+丫后1)=X(1x+0)P2=fp(x2FR1+y2FA2)=x(1X+0)

(5)軸承壽命計算P產B故取P=二角接觸球軸承￡=3根據(jù)手冊得7208c型的Cr=36800N由課本《機械設計基礎》P278(16-2)式得LH=16670(ftCr/P)&/n=16670(1X36800/3/=149994h>24000h.??預期壽命足夠2、計算輸出軸承已知nm=minFa=0F r=Faz=試選7209c型角接觸球軸承根據(jù)課本《機械設計基礎》P281表(16-12)得Fs二,則FS1=FS2==X=(2)計算軸向載荷FA1、FA2Fs1+Fa=& 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=(3)求系數(shù)x、yFai/FR1==Fa2/FR2==根據(jù)課本《機械設計基礎》P280表(16-11)得：e=?.FAi/FRi<e /.xi=1TOC\o"1-5"\h\zy 1=0/Fa2/FR2<e 「X2=1y 2=0(4)計算當量動載荷P1、P2根據(jù)課本《機械設計基礎》P279表(16-9)取fP=R=fp(X品1+丫后1)=x(1X+0)=P2=fP(X2FR2+y2FA2)=x(1