目錄一、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、傳動方案擬定設計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。（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶傳遞的有效圓周力F=1175N，運輸帶速度V=1.65m/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（每班8小時）二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶3軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.950.99230.970.990.96=0.8549(2)電動機所需的工作功率：P工作=FV/（1000總）=11751.65/(10000.960)=2.023、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000V/D=44.59r/min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=840。取V帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=620。故電動機轉速的可選范圍為nd=ian筒=（620）47.75=286.5955r/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：3.0KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.0。質(zhì)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=n電動/n筒=1420/44.5931.852、分配各級傳動比（1） 據(jù)手冊P725表14-34，取齒輪i齒輪=3 （單級減速器i=35合理）（2） i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=17.05/3.010.61四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min） 1420/3.0473.33r/min473.33/3.71127.58r/min/127.58/2.86=44.60 r/min2、 計算各軸的功率（KW）2.700.962.592kW22.5920.980.952.413kW22.4130.980.952.247kW3、 計算各軸扭矩（Nmm） 電動機軸的輸出轉矩=9550 =95502.7/1420=18.16 Nm所以: =18.163.00.96=52.30 Nm=52.303.710.960.98=182.55 Nm=182.552.860.980.95=486.07Nm輸出轉矩：0.98=52.300.98=51.25 Nm0.98=182.550.98=178.90 Nm0.98=486.070.98=473.35Nm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帶截型由課本P218表13-8得：kA=1.1PC=KAP=1.12.7=2.97KW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，推薦的小帶輪基準直徑為75140mm則取dd1=140mm>dmin=90mm由機械設計課程設計P219表13-9，取dd2=264.6mm實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=142090/265=482.26r/min帶速V：V=dd1n1/(601000)=90*1420/(601000)=6.69m/s在525m/s范圍內(nèi)，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=1.5（d1+d2）=1.5(90+265)=532.5mm取a0=535mm符合0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)由機械設計基礎P220得帶長：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2532.5+1.57(90+265)+(265-90)2/（4535） =1622.4mm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：aa0+（Ld-L0）/2=532.5+（1800-1622.4）/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=0.35KW根據(jù)機械設計基礎P216表（13-5）P0=0.03KW根據(jù)機械設計基礎P217表（13-7）K=0.954根據(jù)機械設計基礎P212表（13-2）KL=1.18由機械設計基礎P218式（13-15）得Z=PC/P0=PC/(P0+P0)KKL 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(zhì)量q=0.1kg/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 Z 1800 GB/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 材料：小齒輪選用45#鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒數(shù)=24大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS Z=Z=3.7124=89.04 取Z=90 齒輪精度按GB/T100951998，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:試選=1.6查課本選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 由課本 則由課本公式計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60473.331（283008）=1.0910hN= =4.4510h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=)查課本圖得：K=0.93 K=0.96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:=0.93550=511.5 =0.96450=432 許用接觸應力 查課本由表得： =189.8MP 由表得: =1T=95.510=95.5102.47/473.33=6.410N.m3.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數(shù)計算齒寬b b=53.84mm計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.96計算縱向重合度=0.318=1.903計算載荷系數(shù)K使用系數(shù)=1根據(jù),7級精度, 查課本由表10-8得動載系數(shù)K=1.07,查課本由表10-4得K的計算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231053.84=1.54查課本由表10-13得: K=1.35查課本由表10-3 得: K=1.2故載荷系數(shù):KK K K K =11.071.21.54=1.98按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=53.84=57.08計算模數(shù)=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 小齒輪傳遞的轉矩48.6kNm 確定齒數(shù)z因為是硬齒面，故取z24，zi z3.712489.04傳動比誤差 iuz/ z90/243.75i15，允許計算當量齒數(shù)zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos90/ cos1498.90 初選齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 14 載荷系數(shù)KKK K K K=11.071.21.351.73 查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y查課本由表得:齒形系數(shù)Y2.592 Y2.211 應力校正系數(shù)Y1.596 Y1.774 重合度系數(shù)Y端面重合度近似為1.88-3.2（）1.883.2（1/241/90）cos141.66arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因為/cos，則重合度系數(shù)為Y0.25+0.75 cos/0.673 螺旋角系數(shù)Y軸向重合度 1.77Y11.77*14/1200.79 計算大小齒輪的 查課本由表得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表得彎曲疲勞壽命系數(shù):K=0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4= 大齒輪的數(shù)值大.選用. 設計計算 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)m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m=2mm但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d=57.80來計算應有的齒數(shù).于是由:z=28.033 取z=28那么z=3.7128=103.88=104 幾何尺寸計算計算中心距 a=136.08將中心距圓整為137按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數(shù),等不必修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d=58.95d=218.95計算齒輪寬度B=圓整的 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(diào)質(zhì)，硬度217255HBS根據(jù)課本機械設計基礎P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115dC(P/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=24.80(1+5%)mm=28.55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段：d1=30mm 長度取L1=60mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=30+221.5=36mmd2=36mm初選用7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為d=40mm,寬度為B=18mm. 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= 50mm段直徑d4=48mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=42+23=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?。海?0+32）=46mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為41mm段直徑d5=40mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=111mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=54mm求轉矩：已知T1=140013Nmm 求圓周力：Ft根據(jù)課本機械設計基礎P168（11-1）式得Ft=2T1/d1=2140013 /54=5185.667N求徑向力Fr根據(jù)課本機械設計基礎P168（11-2）式得Fr=Fttan=5185.667tan200=1887.428N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=55.5mm(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=FBY=Fr/2=943.714NFAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N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MC1=FAyL/2=(943.71411110-3)/2=52.376Nm(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=2592.83411110-3/2=143.902Nm(4)繪制合彎矩圖，如圖dMC=(MC12+MC22)1/2=(52.3762+143.9022)1/2=153.137Nm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55106（P2/n2）=133.013Nm(6)繪制當量彎矩圖,如圖f轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.8，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=153.1372+(0.8133.013)21/2=186.478Nm(7)校核危險截面C的強度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=186.478/(0.14210-3) 3=25.169MPa< -1b=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(diào)質(zhì)鋼，硬度217255HBS根據(jù)課本機械設計基礎P245，表（14-2）取C=113dC(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm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段：d1=48mm 長度取L1=82mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=48+221.5=54mmd2=54mm初選用7211c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為55mm,寬度為21mm. 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= 50mm段直徑d4=68mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=62+23=68mm長度與右面的套筒相同，即L4=21mm段直徑d5=54mm. 長度L5=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求分度圓直徑：已知d2=270mm求轉矩：已知T3=132988.8Nmm求圓周力Ft：根據(jù)課本機械設計基礎P168（11-1）式得Ft=2T3/d2=2132988.8/270=985.102N求徑向力Fr根據(jù)課本機械設計基礎P168（11-1a）式得Fr =Fttan200=985.102tan200=358.548N兩軸承對稱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)由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAxL/2=(179.27411510-3)/2=10.308Nm(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=492.55111510-3)/2=28.322Nm(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（10.3082+28.3222）1/2 =30.140Nm(5)計算當量彎矩：根據(jù)課本機械設計基礎P246得=0.8Mec=MC2+(T)21/2=30.1402+(0.8639.867)21/2 =512.780Nm(6)校核危險截面C的強度e=Mec/（0.1d3）=512.780/0.1(6210-3) 3=21.516Mpa<-1b=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： 830010=24000小時1、計算輸入軸承（1）已知n=238.727r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=2592.834N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(nèi)部軸向力FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N (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=1763.127N FA2=FS2=1763.127N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68根據(jù)課本機械設計基礎P280表（16-11）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本機械設計基礎P279表（16-9）取f P=1.1根據(jù)課本機械設計基礎P284得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(12592.834+0)=2852.117NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.1(12592.834+0) =2852.117N (5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=2852.117N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（136800/2852.117)3/238.727=149994h>24000h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=47.745r/min Fa=0 FR=FAZ=492.551N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=0.68FR, 則FS1=FS2=0.68FR=0.68462.551=334.934N (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=334.934N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=334.934/492.551=0.68FA2/FR2=334.934/492.551=0.68根據(jù)課本機械設計基礎P280表（16-11）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=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=1.2P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.1(1492.551+0)=541.806NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.1(1492.551+0)=541.806N (5)計算軸承壽命LHP1=P2 故P=541.806 =3根據(jù)機械設計課程設計P124得， 7209C型軸承Cr=38500N根據(jù)課本機械設計基礎P279 表（16-8）得：ft=1根據(jù)課本機械設計基礎P278 （16-2）式得Lh=16670(ftCr/P)/n =16670(138500/541.806)3/47.745 =125273 h >24000h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=30mm, L1=60mm查機械設計課程設計p112表10-20得，選用C型平鍵，得：鍵C 108 l=L1-b=60-10=50mmT2=133.013Nm h=8mm根據(jù)設計手冊得p=4T2/dhl=4133013/(30850） =44.61Mpa<R(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵連接軸徑d3=42mm L3=50mm T=133.8Nm選A型平鍵鍵128 l=L3-b=50-12=38mm h=8mmp=4T/dhl=4133800/42838 =41.92Mpa<p(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵連接軸徑d2=54mm L2=86mm T=639.9Nm查手冊選用A型平鍵鍵1610 l=L2-b=86-16=70mm h=10mm據(jù)設計手冊得p=4T/dhl=4639900/541070=67.72Mpa<p (110Mpa)九、參考文獻 （1）、機械設計基礎（第五版）高等教育出版社(2)、機械設計課程設計哈爾濱工程大學出版社2009年7月第1版(3)、新編機械設計手冊人民郵電出版社 2008年第1版十、總結1、本次課程設計，我學會了許多零件的設計方法和驗算方法，以及計算步驟；2、學會遇到問題解決問題，和小組成員合作完成；3、課設過程查閱有關設計資料，有的資料數(shù)據(jù)有出入，所以在本次設計中，一些數(shù)據(jù)錯誤還是存在的；4、經(jīng)過這次設計，真正懂得多動手的重要性，懂得很多細節(jié)問題要特別小心，否則一錯將會影響全局，有的錯誤將會影響到后面的計算；5、設計圖的繪制要很有耐心，而且需要的技術和技巧很多，需要多做，慢慢積累經(jīng)驗。6、此次課設讓我對各種標準件有了更深入的了解，對以后的工作有很大的促進。F=1175NV=1.65m/sD=260mm總=0.8549P工作=2.02n筒=44.59r/minn=1550r/min電動機型號：Y100L2-4i總= 31.85i齒輪=3i帶=10.61nI=n電機=473r/minnII= 127.58r/minnIII=44.60r/min PI=P工作=2.592KWPII=2.413KW PIII=2.247KWTI=51.25 NmTII=178.90NmTIII=473.35NmkA=1.2PC=6.6KW 選用z型V帶dd1=90mmdd2=264.6mm取dd2=265mmn2=482.26/min帶速V=6.69m/sa0=532.5mm 取a0=535mmL0=1622.4mm 取Ld=1800mma=621mm1=163.850>1200（適用）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傳動比i齒=5Z1=28Z2=104i0=135/27=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=5185.667NFr=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軸承預計壽命24000hFS1=1763.127NFA1=1763.127NFA2=1763.127NP1=2852.117NP2=2852.117NLH=149994h>24000h預期壽命足夠FS1=FS2=334.934NP1=541.806NP2=541.806NLh=125273 h >24000h此軸承合格軸徑d1=30mmL1=60mm鍵C 108p=44.61Mpa軸徑d3=42mmL3=50mm鍵128p=41.92Mpa鍵1610p=67.72Mpa齒輪1齒輪2側視圖軸齒輪側視圖軸類零件視圖主視圖