1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比.4四、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.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22设计题目： 设计者： 学 号： 指导教师： 年 月 四日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：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5年，工作为二班工作制，载荷轻微冲击，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1500N；带速V=1.7m/s（允许运输带速度误差为5%）；滚筒直径D=280mm；二、电动机选择1、电动机类型的选
2、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2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=15001.7/10000.85=3.0KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.7/280=116r/min 按手册P7表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围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（624）116=6962784r/min符合这一范围的同步转
3、速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。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2方案比较适合，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，选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1430r/min，额定转矩2.2。质量38kg。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=1430/116=12.332、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i
4、齿轮=6（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=12.33/6=2.055四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=1430r/minnII=nI/i带=1430/2.055=695.86(r/min)nIII=nII/i齿轮=695.86/6=115.98(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=3.0KWPII=PI带=30.96=2.88KWPIII=PII轴承齿轮=2.880.980.96 =2.8224KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551063.0/1430=20035Nmm
5、TII=9.55106PII/nII=9.551062.88/695.86 =39525NmmTIII=9.5106PIII/nIII=9.551062.8224/115.98 =232204Nmm 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P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.6KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=1430/695.86100=205.5mm由课本P74表5-
6、4，取dd2=200mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1430100/200 =715r/min转速误差为：n2-n2/n2=695.86-715/695.86 =-0.0271200（适用）（5）确定带的根数根据课本P214表（13-3）P1=1.32KW根据课本P217表（13-7）P1=0.17KW根据课本P217表（13-7）K=0.96根据课本P212表（13-2）KL=0.96 由课本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.6/(1.32+0.17) 0.960.96 =2.62(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，
7、由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.6/37.48(2.5/0.96-1)+0.17.482N =134.27N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=23134.27sin162.98/2=800.59N2、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40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由
8、d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=620=120 实际传动比I0=120/20=6传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551063/695.86 =41172Nmm (4)载荷系数k 由课本P169表11-3取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图11-1查得：HlimZ1=700Mpa HlimZ2=580Mpa由课本
9、P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60695.861(163655)=1.22109NL2=NL1/i=1.22109/6=2.03108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98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=1.0H1=Hlim1/SH=7000.92/1.0Mpa=644MpaH2=Hlim2/SH=5800.98/1.0Mpa=568.4Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43141172(6+1)/0.9656821/3mm=41.96mm模数：m=d1
10、/Z1=41.96/20=2.09mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.25mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.2520mm=45mmd2=mZ2=2.25120mm=270mm齿宽：b=dd1=0.945mm=40.5mm取b=40.5mm b1=42mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表11-8相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式
11、：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=590Mpa Flim2 =450Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=59020.88/1.25Mpa=830.72MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =45020.9/1.25Mpa=648Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2141172/362220) 2.801.55Mpa=120.08Mpa F1
12、F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2141172/3622120) 2.141.83Mpa=18.698Mpa F2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)=2.25/2(20+120)=157.5mm (10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1445695.86/601000=1.64m/s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P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.88/695.86)1/3mm=18.46mm考虑有键槽，将直径
13、增大5%，则d=18.46(1+5%)mm=19.39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，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工段：d1=20mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=20+221.5=26mmd2=26mm初选用7206c型角接触球轴承，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
14、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=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm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：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上
15、述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=45mm求转矩：已知T2=41172Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2*41172/40=1829.87N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1829.87tan200=666N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (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=333NFAZ=FBZ=Ft/2=914.94N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=FA
16、yL/2=33350=16.65Nm (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=914.9450=45.75Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(16.652+45.752)1/2=48.68Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=39.525Nm (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=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=48.682+(133)21/2=62.68Nm (7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=6
17、2.68/0.1353=14.6MPa -1b=60MPa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P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.8224/115.98)1/3=33.3mm取d=35mm2、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
18、次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7206c型角接球轴承，其内径为30mm，宽度为16mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (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=232.204Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2232.204103/270=1720N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=17200.36379=625.7N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、
19、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=625.7/2=312.8NFAZ=FBZ=Ft/2=1720/2=860N (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=312.849=15.327Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=86049=42.14Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（15.3272+42.142）1/2 =44.84Nm (5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=44.842+(1232.204)21/2 =236.12Nm (6)校核危险截面C的强度由式（10-3
20、）e=Mec/（0.1d）=236.12/(0.1413)=34.26Mpa-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163655=29200小时1、计算输入轴承 （1）已知n=695.86r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=914.94N初先两轴承为角接触球轴承7206C型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=576 (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=576 FA2=FS2=576 (3)求系数x、yFA1/FR1=576N/
21、914.94N=0.63FA2/FR2=576N/914.94N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2292000h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=115.98r/min Fa=0 FR=FAZ=860N试选7207C型角接触球轴承根据课本P281表（16-12）得FS=0.63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63860=541.8eN (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=541.8N (3)求系数x、yFA
22、1/FR1=541.8/860=0.63FA2/FR2=541.8/860=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR229200h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=20mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 66 GB1096-79 l=L1-b=50-6=44mmT2=33Nm h=6mm根据课本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=433000/20644 =25MpaR(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=186.3Nm查手册P51 选A型平键键
23、108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4186290/35838 =70.03Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapF=1500NV=1.7m/sD=280mmn滚筒=116r/min总=0.85P工作=3.0KW电动机型号Y100L2-4i总=12.33据手册得i齿轮=6i带=2.
24、055nI =1430r/minnII=695.86r/minnIII=115.98r/minPI=3.0KWPII=2.88KWPIII=2.8224KWTI=20035NmmTII=39525NmmTIII=232204Nmmdd2=205.5mm取标准值dd2=200mmn2=715r/minV=7.48m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma=462mmZ=3根F0=134.27NFQ =800.59Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=41172NmmHlimZ1=700MpaHlimZ2=580MpaNL1=1.22109NL2=2.03108ZNT1
25、=0.92ZNT2=0.98H1=644MpaH2=568.4Mpad1=41.96mmm=2.25mmd1=45mmd2=270mmb=40.5mmb1=42mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=590MpaFlim2 =450MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=120.08MpaF2=18.69Mpaa =157.5mmV =1.64m/sd=20mmd1=20mmL1=50mmd2=26mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1829.
26、87NFr=666NFAY =333NFAZ =914.94NMC1=16.65NmMC2=45.75NmMC =48.68NmT=39.525NmMec =62.68Nme =14.6MPa-1bd=35mmFt =1720NFAX=FBY =312.8NFAZ=FBZ =860NMC1=15.327NmMC2=42.14NmMC =44.84NmMec =236.12Nme =34.26Mpa-1b轴承预计寿命29200hFS1=FS2=576Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1006.43NP2=1006.43NLH=2007691h预期寿命足够FR =860NFS1=541.8Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=946NP2=946NLh =428870709h故轴承合格A型平键66p=25MpaA型平键108p=70.03MpaA型平键1610p =60.3Mpa
