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、2 班工作（每班 8 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F=1175NV=1.65m/sD=260mm-电 动 机 2带 传 动 3-减 速 器 4联 轴 器 5-滚 筒 6传 送 带2145632、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/min30.761按手册
3、 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=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 总 =0.8549P 工作 =2.02n 筒 =44.59r/min14-5 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
4、，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 14-34，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） 1420/3.0 473.33r/minn0/im 47
5、3.33/3.71 127.58r/min1 / 127.58/2.86=44.60 r/min2in=1550r/min电动机型号：Y100L2-4i 总 = 31.85i 齿轮 =3i 带 =10.61nI=n 电机=473r/minnII= 127.58r/minnIII=44.60r/min PI=P 工作 =2.592KWPII=2.413KW 2、 计算各轴的功率（KW） 2.700.962.592kWPdp1 2 2.592 0.980.952.413 kW3 2 2.413 0.980.952.247kW3、 计算各轴扭矩（Nmm）电动机轴的输出转矩 =9550 dTmdnP=
6、95502.7/1420=18.16 Nm所以: =18.163.00.96=52.30 NmTd0i1 =52.303.710.960.98=182.5125 Nm =182.552.860.980.95=482i36.07Nm输出转矩： 0.98=52.300.98=51.25 NmT 0.98=182.550.98=178.90 Nm 0.98=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：k A=1.1PC=KAP=1.12.7=2.97KW由课本 P219 图 13-15 得：选用
7、 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PIII=2.247KWTI=51.25 NmTII=178.90NmTIII=473.35NmkA=1.2PC=6.6KW 选用 z 型 V 带dd1=90mmdd2=264.6mm取 dd2=265mm的小带轮基准直径为 75140mm则取 dd1=140mmdmin=90mm2Di1390.8264.m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=d d1n1/(
8、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（d 1+d2）=1.5 (90+265)=532.5mm取 a0=535mm符合 0.7(dd1+dd2)a 0 2(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+1.57(90+265)+(265-90)2/（ 4535）n2=482.26/min带速 V=6.69m/sa0=532.5mm 取 a0=535mmL0=1622.4m
9、m =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：aa 0+（L d-L0）/2=532.5+（1800-1622.4）/2=621mm(4)验算小带轮包角00 00211 2659857.387.316.8521Da（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）P 0=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
10、取 Ld=1800mma=621mm 1=163.8501200（适用）P0=1.41KWP 0=0.09KWK=0.98KL=1.11Z=PC/P0=PC/(P0+P 0)KK LA0 2.976.947.35180.5cLaZ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： 20 22.551.97.0.6954.1604CaPFqvZVKN则作用在轴承的压力 FQ，由机械设计基础P221式（13-18） 010 163.852sin2754.sin749.2QFZNV 带标记 Z 1800
11、 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 =241ZZ=6.94取 7 根F0=54.1NFQ=749.9N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21iZ =902 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，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 2131 )(2HEdtt ZuTK确定各参数的值:试选 =1.6t查课本选取
12、区域系数 Z =2.433 H由课本 78.0182.0则 61由课本公式计算应力值环数N =60n j 1hL=60473.331（283008）=1.0910 h9N = =4.4510 h #(3.25 为齿数比,即 3.25=28)1Z查课本图得：K =0.93 K =0.9612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 H1SHN1limMPa = =0.96450=432 H2KHN2li Hlim1=700Mpa Hlim2=610Mpa Flim1=600Mpa Flim2 =460Mpa H1=700.0Mpa H
13、2=610MpaSF=1.25 F1=500Mpa F2=380MpaT1=140013Nmm许用接触应力 MPaHH 75.412/)35.1(2/)(1 查课本由表得： =189.8MP EZa由表得: =1dT=95.510 =95.510 2.47/473.351/nP53=6.410 N.m43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d t12131 )(2HEdtt ZuTK= m84.53)7.41932(.6.1042 23 计算圆周速度 01ndts/.106.计算齿宽 b 和模数 ntm计算齿宽 bb= =53.84mmtd1计算摸数 mn初选螺旋角 =14=nt mZt 18.24
14、cos8.53cos1计算齿宽与高之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.00=4.50ntm= =11.96hb5.483计算纵向重合度=0.318 =1.9031d 14tan238.0tan计算载荷系数 K传动比 i 齿 =5Z1=28Z2=104i0=135/27=3.25u=i0=3.25 d=1.0k =1.98ZE=189.8ZH=2.5d1= 52.69mm 使用系数 =1AK根据 ,7 级精度, 查课本由 表 10-8smv/62.1192P得动载系数 K =1.07,V查课本由 表 10-4 得 K 的计算公式:194PHK = +0.2310 bH)6.0(8.2.2
15、d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 53.84=1.543查课本由 表 10-13 得: K =1.35195PF查课本由 表 10-3 得: K = =1.23H故载荷系数:KK K K K H=11.071.21.54=1.98按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =53.84 =57.081ttK/3 6.1983m计算模数 nm= Z34.2cos0.57cos14. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT 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 z 24，z i z
16、 3.712489.04传动比误差 iuz / z 90/24 3.75i1 5，允许 计算当量齿数m=2mmd1=56mm d2=208mmda1=60mmda2=212mmb=57mm b1=62mm中心距 a=137mmYFa1=2.592 z z /cos 24/ cos 14 26.27 3z z /cos 90/ cos 14 98.90 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 =11.071.21.35 1.73 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 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 1
17、.596 Y 1.774 重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2（ ）21Z 1.883.2（ 1/241/90）coscos14 1.66arctg（ tg /cos ）arctg（tg20 /cos14 ）20.6469014.07609因为 /cos ，则重合度系数为Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.7734.21sin85oY 11.77*14/1200.79 计算大小齿轮的 FSY查课本由表得到弯曲疲劳强度极限 YSa1=1.596YFa2=2.211 YSa2=1.774 F1=307.14Mpa F2=252.43小齿轮 大齿
18、轮aFMP501aFMP3802查课本由表得弯曲疲劳寿命系数:K =0.86 K =0.93 1FN2N取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 14.307.15860SF =2 .2.92N03471.307561FSY .4.22S大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 mmn 38.165.124054.cos780.6731223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按nGB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2mm 但为了n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
19、数.于是1由:z = =28.033 取 z =281nm4cos80.571那么 z =3.7128=103.88=104 2 几何尺寸计算计算中心距 a= = =136.08cos2)(1nz14cos2)08(m将中心距圆整为 137按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 56.180.32)48(arcos2)(1 nm因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =58.95106.18cos2nzd = =218.952.4mm计算齿轮宽度B= 95.80.51圆整的 72B61六、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
20、质，硬度 217255HBS根据课本机械设计基础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C=115d=30mm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：d 1=30mm 长度取 L1=60mmh=2c
21、c=1.5mmII 段:d 2=d1+2h=30+221.5=36mmd 2=36mm初选用 7208c 型角接触球轴承，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
22、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d1=30mmL1=60mmd2=36mmB=18mmL2=98mmd3=42mmL3= 50mmd4=48mmL4=21mm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：（40+3 2）=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/d
23、1=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=5185.667tan20 0=1887.428N因为该轴两轴承对称，所以：L A=LB=55.5mm(1)绘制轴受力简图，如图 ad5=40mmL5=19mmL=111mmd1=54mmT1=140013NmmFt=5185.667NFr=1887.428N(2)绘制垂直面弯矩图，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=(9
24、43.71411110-3)/2=52.376Nm(3)绘制水平面弯矩图，如图 cFAY=943.714NFAZ=2592.834NMC1=52.376NmMC2=143.902Nm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=9.5510 6（P 2/n2）=133.013Nm(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=0.8，截面 C 处的当
25、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/0.1d 33=186.478/(0.14210-3) 3=25.169MPa24000h预期寿命足够2、计算输出轴承P2=2852.117NLH=149994h24000h预期寿命足够FS1=FS2=334.934N(1)已知 n =47.745r/min Fa=0 FR=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
26、=0.68462.551=334.934N(2)计算轴向载荷 FA1、F A2F S1+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：F A1=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=0.68F A1/FR124000h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
27、=L1-b=60-10=50mmT2=133.013Nm h=8mmLh=125273 h 24000h此轴承合格轴径 d1=30mmL1=60mm键 C 108 p=44.61Mpa轴径 d3=42mmL3=50mm键 128 p=41.92Mpa根据设计手册得 p=4T2/dhl=4133013/(30850）=44.61Mpa R(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=8mm p=4T/dhl=4133800/42838=41.92Mpa p(110Mpa)3
28、、输出轴与齿轮 2 联接用平键连接轴径 d2=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=67.72Mpa p (110Mpa)九、参考文献键 1610 p=67.72Mpa（1） 、 机械设计基础 （第五版）高等教育出版社(2)、 机械设计课程设计哈尔滨工程大学出版社 2009 年 7 月第 1 版(3)、 新编机械设计手册人民邮电出版社 2008 年第 1 版十、总结1、本次课程设计，我学会了许多零件的设计方法和验算方法，以及计算步骤；2、学会遇到问题解决问题，和小组成员合作完成；3、课设过程查阅有关设计资料，有的资料数据有出入，所以在本次设计中，一些数据错误还是存在的；4、经过这次设计，真正懂得多动手的重要性，懂得很多细节问题要特别小心，否则一错将会影响全局，有的错误将会影响到后面的计算；5、设计图的绘制要很有耐心，而且需要的技术和技巧很多，需要多做，慢慢积累经验。6、此次课设让我对各种标准件有了更深入的了解，对以后的工作有很大的促进。
