1、机械设计课程设计说明书指导教师：张洪才- 1 -目录一， 减速器测绘与结构分析2二， V 带传动设计计算5三， 齿轮传动设计6四， 轴的设计.18五，轴承的选择与设计26六、键联接的设计.29七、联轴器的计算与设计30八、装配图设计30九，零件图设计.32- 2 -一、 减速器测绘与结构分析（一） 、分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的
2、位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。4、平面布置简图：- 3 -运输带主动输入转矩 T=750Nm主动鼓轮直径 D=350mm运输带速度 V=0.665、运输带功率：P 出传动效率圆柱齿轮传动 八级精度 =0.97带传动 V 带 =0.95一对滚动轴承 球轴承 =0.99联轴器 弹性联轴器 =0.92效率：- 4 -6、确定电动机型号： 电机型号 额定功率 P0 满载转速 nm 同步转速
3、 n sY112M-4 4KW 1440r/min 1500r/min(二) 、计算各级传动比和效率：1、各级传动比：取带传动传动比为 1.800，低速级齿轮传动比为 2.870，高速级为 1.22.87=3.440。高速级传动比： 3.440 ； 低速级传动比： ；带传动传动比： ；- 5 -链轮传动比： 。（三） 、计算各轴的转速功率和转矩：1、转速：轴 I： 轴 II：轴 III：2、输出功率：轴 I： 轴 II： 轴 III：3、输出转矩：轴 I：轴 II： 轴 III： 参数轴名轴出功率P（KN）转速 n(r/min) 输出转矩T（ N.m）轴 I 3.8 800 45.36轴 II
4、 3.65 232.3 150.05mNnPTI 36.4580.950II 1.9.II 295- 6 -轴 III 3.5 80.9 413.16二、 V 带传动设计计算计算项目 计算内容 计算结果工作情况系数计算功率选带型小带轮直径大带轮直径大带轮转速计算带长Dm初取中心距带 长基准长度求中心距和包角中心距小轮包角求带根数带速传动比带根数由表 11.5Pc=KAP0=1.2x3.69由表 11.6D2=设 =1%n2=Dm= = =156= =44a=650mmL=由表 11.4av= =由表 11.8 Po=1.61 由表 11.7 Ka=0.984KA=1.2Pc=4.428kwA
5、型D1=112mmD2=200mmn2=798.3r/minL=1792.8mmLd=1800mma=656.55mm=171.961v=8.44m/si=1.82014.112 n12Dam2106nD106428.37942i 605.12180 481568414 222oommaDLL- 7 -三、 齿轮传动设计1、对高速齿轮设计: i=3.44计算项目 计算内容 计算结果初步计算齿面转矩 T齿宽系数接触疲劳极限齿面接触疲劳强度计算小齿轮选用 40Cr,硬度在 265HB 左右，大齿轮选用 45 钢，硬度在 230HB 左右由图 12.17CT =45360Nmm d=0.666 Hl
6、im1=710Mpa Hlim2=560Mpa求轴上载荷张紧力轴上载荷带宽由表 11.2 KL = 1.03 由表 11.16 Po=0.17Z= =2.45 224.810984.053428.50. qvKvZPFoc由表 11.4 q=0.10kg/mFQ=2 Z Fo sin a1/2=23141.8 sin 171.96/2 总顶宽 B=（z-1）e+2f=215+210=50取 Z=3 根Fo=141.8NFQ=848.9NB=50mmLcPo)(003.1984.7.61.2- 13 -初步计算许用接触应力Ad 值初步计算小轮直径初步计算齿宽 校核计算圆周速度 v齿数 Z 模数m
7、螺旋角使用系数 KA使用系数 KV齿间载荷分系数 HK H1=0.9 Hlim1=0.9710 H2=0.9 Hlim2=0.9560由表 12.16 估计 =15 估取 Ad 7.5940.3156.0481323211 udTAHb= 60.118601nd取 Z1=23 , Z2=iZ1=80 3/80/dt由表 12.3 mn=2.5 5.26arcosarcsnt由表 12.9由图 12.9由表 12.10 先求 H1=639Mpa H2=504MpaAd=85取 d1=60mmb=40mmv=2.512m/sZ1=30 , Z2=96 mt=2.6mn=2.5 32561oKA=1
8、.15KV=1.25 63.1- 14 -齿向载荷分布系数 HK载荷系数 K弹性系数 ZE节点区域系数 ZH重合度系数 96.0 59420cos/3561cos/coscos 20tanrtanr39.16. 32561tan2tansincos80123.81. /10/5.740125.63 102b ootr oatAtdZmbZmNbFKdT由此得 22././bKFH由表 12.11 4016.0.6.01.7.1 32232121 bCdbBAH 284.751.HVAK由表 12.12由图 12.1639,1026.r75.1HK38.1HK=3.876 MpaZE8.1942
9、.H7.0Z98.0Z25.1limHS- 15 -螺旋角系数接触最小安全系数工作时间应力循环次数接触寿命系数许用接触应力验算由式 12.31 因 取 故163.1/34 Z32561cos25.limHS假定工作时间七年 ,双班制,则有 28307ht 812065.4/36iNrntL由图 12.1825.1096.87lim22li11HnSZ4.31604587.372.09842.1892ubdKTE计算表明,接触疲劳强度不够亦齿轮尺寸偏小应适当增大,考虑后 取 d1=70mm接以上校核计算相同的步骤,再次求得231/9.Zsmv802Zhth36082915.4LN01nZ9.2M
10、PaH32.486521paH3.627231/9.Zsmv80- 16 -确定传动主要尺寸中心距圆整中心距齿宽 b螺旋角齿形系数不 变HEHFHrVAotZKbKm,9.07834217.980cos56.2731.205.32 2.463 4.31706.4539.078.189HHMoa 3.1562)4.3(702)1(ida取 a=160, 则 d1=72mmd2=id1=3.44x72=248mmb= dd1=0.666x72160283arcos2)(arcos1zmn齿根疲劳强度计算 436915cos31VZMPapZKbKmtHEHFHrVAon3.4865.190783.
11、42.17.980cos56.273.125.03.2a 取 160d1=72mmd2=248mmb2=48mm，b 1=58mm3695o892.03mn- 17 -应力修正系数重合度系数 螺旋角系数齿间载荷分配系数齿向载荷分布系数载荷系数弯曲疲劳极限弯曲最小安全系数应力循环系数853691cos032VZ由图 12.22 69.08.1752.075.2.08.13cos938.112. 2avavYZvmin0min 92.1.51207. YOO由表 12.11 注 2.69.073.15Yr前已求得 8FK故 5.2.169.)3/(48/Fhb 7.325.1.251KFVA由图
12、12.23c由表 12.14 829104.6LN26.51FaY78.21Sa69.0Y92.0Y75.1FK2K=3.77 430MPa62lim1F.inS829105.46LN- 18 -弯曲寿命系数尺寸系数许用弯曲应力验算由图 12.24由图 12.256.195043.8lim22li11 FXNFSY12116.9 923.06.57.748539.FanbdKT21226.8957.8FSaFY经检验合格95.021nYxMPaF25301得出高速级齿轮参数为：a=160mm d1=72mmd2=248mmb2=48mmb1=58mmz1=23z2=80 3695o- 19 -
13、计算项目齿面转矩T齿宽系数接触疲劳极限初步计算许用接触应力Ad 值初步计算小轮直径初步计算齿宽 b校核计算圆周速度v齿数 Z 模数 m2、对低速速齿轮设计: i=2.87计算内容齿面接触疲劳强度计算 74.021id参数与高速级设计中一致 8.57.215601813321 udTAHb= 9074.1162.3601nd取 Z1=29 , Z2=iZ1=83 9/t由表 12.3 mn=3计算结果 mNT150174.dMPaH10lim562liH391Pa04285Ad取 d1=90mmb=70mm smv/09.1Z1=29 , Z2=83 mt=3.1mn=3- 20 -螺旋角使用系
14、数KA使用系数KV齿间载荷分系数齿向载荷分布系数1.30arcosarcsntm由表 12.9由图 12.9由表 12.10 先求97.0 53720cos/6514cos/coscos 02tanrtanr9.16765014tan3tansincos8291.38. /10/57.704.325.1.9 102tnb ootr oaAdZmbZmNbFtKdT由此得 229./bKFH由表 12.1165014oKA=1.25KV=1.08 67.190.57.3r7.1HK- 21 -载荷系数弹性系数节点区域系数许用接触应力验算循环次数循环时间许用接触疲劳强度确定传动主要尺寸中心距不用圆
15、整7016.0)74.().0(61.07.11. 322312 bCdbBAKH 85HVA由表 12.12由图 12.16由式 12.31 因 取 故167.1/34 Z65014cos假定工作时间七年 ,双班制,则有 28307ht 8126./360.iNrntL由图 12.1825.1760.lim22li11HnSZ87.21907152.3.09842.1891 ubdKTE计算表明,该对齿轮满足接触疲劳强度要求，合格34.1HKK=3.20 8.9EZ42H7.0Z98.81206./.4iNL.nZ72MPaH2.5463021e0e0eX=0.56， Y=2.1141.21
16、604.013344.9CrCr- 3 -两个轴承都符合要求，选择 6206对轴承 II,n=232.2r/min,Fa=859.9N初选用单列角接触球轴承 7207ACd D B Cr Cor 极限转速（脂）35 72 17 27.0 18.8 7500计算项目 计算内容 计算结果轴向力支座反力径向力轴承轴向力X、Y 值冲击载荷系数fd当量动载荷121指 向 轴 承RFa68.0425921eFrSe=0.68面对面安装方式因 压 紧轴 承 12SAS21SaFeFrar21.0846查表 18.8Fa=859.9NFr1=2082.1NFr2=2590.4N NFS5.176842NFa5.17642X1=0.41, Y1=0.87X2=1,Y2=0fd=1.2P1=3761.7NFr2
