1、一、傳動方案擬定2二、電動機選擇2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4五、傳動零件的設計計算5六、軸的設計計算11七、滾動軸承的選擇及校核計算19八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算22九、參考文獻23十、總結231機械設計課程設計計算說明書計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第 15 組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（ 1） 工作條件：使用年限 7 年，工作為二班工作制，連續(xù)單向運轉，載荷輕微沖擊；環(huán)境最高溫度F=2500N350C；小批量生產(chǎn)。V=2.0m/s（2） 原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F=2500N；運輸帶D=460mm工作速度 V=2.0m/s （允許誤差為

2、5%）；L=500mm滾筒直徑 D=460mm ；滾筒長度L=500mm 。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： 總=0.8328（ 1）傳動裝置的總功率： 總=帶3 軸承 齒輪 聯(lián)軸器 滾筒=0.95 0.9830.980.99 0.96=0.8328(2)電機所需的工作功率：25643121- 電動機2- 帶傳動3- 減速器4- 聯(lián)軸器5- 滾筒6- 傳送帶P 工作 =FV/(1000 總)=25002.0/(10000.8328)=6.0038KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n 筒=601000V/ D=6010002.0/（460）=

3、83.0374r/min按機械設計使用手冊推薦的傳動比合理范圍，取P 工作=6.0038KWn 滾筒 =83.0374r/min圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I 。取 Va=35帶傳動比 I =24，則總傳動比理時范圍為I =620。1a故電動機轉速的可選范圍為n=I dan 筒=（ 620） 83.0374=489.221660.75r/min符合這一范圍的同步轉速有750、 1000、1500 r/min。根據(jù)容量和轉速， 由有關手冊查出有二種適用的電動機型號： 因此有三種傳支比方案，綜合考慮電動3機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2 方案比較適合， 則選 n

4、=1000r/min 。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型， 所需的額定功率及電動機型號同步轉速，選定電動機型號為Y160M-6 。Y160M-6其主要性能：額定功率：7.5KW ，同步轉速1000r/min, 滿載轉速 970r/min ，額定轉矩 2.0。質(zhì)量120kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比i 總 =11.6811、總傳動比： i 總=n 電動 /n 筒 =970/83.0374=11.681據(jù)手冊得2、分配各級偉動比i 齒輪 =5（1） 據(jù)機械設計使用手冊，取齒輪i 齒輪 =5（單級減i 帶 =2.3362速器 i=35 合理）（2） i 總=i 齒輪 I 帶 i

5、帶=i 總 /i 齒輪 =11.6814/5=2.3362四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算nI =970r/min1、計算各軸轉速（ r/min ）nII =415.2041r/minnI=n 電機 =970r/minnIII =83.0408r/minnII=nI/i 帶=970/2.3362=415.2041(r/min)nIII =nII /i 齒輪 =415.2041/5=83.0408(r/min)2、 計算各軸的功率（ KW ）PI =6.0038KW4PI=P 工作 =6.0038KWPII =5.7036KWPII =PI 帶=6.00380.95=5.7036KWPIII =PII

6、 軸承 齒輪 =5.70360.980.98PIII =5.4777KW=5.4777KW3、 計算各軸扭矩（ Nmm）TI =9.55 106PI/nI=9.551066.0038/970TI =59109.5Nmm=59109.5N mmTII =9.556TII=N mm10 PII /nII131187=9.551065.7036/415.2041T III =623996N mm=131187NmmTIII =9.55 106PIII /nIII =9.55 106 5.4777/83.0408=623996N mm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

7、 帶截型由課本機械設計基礎P218 表 13-8 得： kA =1.2PC=K A P=1.27.5=9.0KW由課本機械設計基礎P219 圖 13-15 得：選用B型V帶（ 2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由機械設計基礎 P219 圖 13-15 得，推薦的小帶輪基準直徑為 125130mm5由機械設計基礎P219 表 13-19 得則取 dd1=130mmdmin=125dd2=nI/nII dd1=（970/415.2041） 130=303.7mmdd2=315mm由課本機械設計基礎 P219 表 13-9，取 dd2=315mm實際從動輪轉速 n2 =nIdd1/dd2 =9701

8、30/315n2 =400.32r/min=400.32 r/min轉速誤差為：(nII -n2)/nII =(415.2041-400.32)/415.2041=0.0361200（適用）（ 5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本機械設計基礎 P214 表（ 13-3）P0=2.08 KW根據(jù)課本機械設計基礎P216 表（ 13-5） P0=0.30KW根據(jù)課本機械設計基礎P217 表（ 13-7）K =0.97根據(jù)課本機械設計基礎P212 表（ 13-2）K L=1.03由課本機械設計基礎P218 式（ 13-15）得 Z=PC/P0=PC/(P0+P0)K K LL d=2500mma=895mm7=

9、9.0/ (2.08+0.30) 0.971.03=3.8Z=4 根取 4 根(6)計算軸上壓力由課本機械設計基礎P212 表13-1查得q=0.17kg/m，由式（ 13-17）單根 V 帶的初拉力：F0=500PC （ 2.5/K ） -1 /ZV +qV 2=(5009.0) (2.5/0.97)-1 /(4 6.602)+0.17 6.6022NF0=276.19N=276.19N則作用在軸承的壓力FQ，由課本機械設計基礎P221 式（ 13-18）FQ=2ZF0sin1/2=2 0FQ =2192.09N4276.19sin(165.6 /2)=2192.09N2、齒輪傳動的設計計算

10、（ 1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 217286HBS 。大齒輪選用 45 鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 197286HBS ；根據(jù)課本 機械設計基礎P168 表 11-2 初選 7 級精度。由課本機械設計基礎P166 圖 11-1 查得：Hlim1 =720Mpa Hlim2 =600Mpa Hlim1 =720Mpa Hlim2 =610Mpa Flim1 =610Mpa Flim2 =470Mp8Flim1 =610Mpa Flim2 =470Mpa由課本 P171機械設計基礎表11-5，通用齒輪和 H1=720.0Mpa一

11、般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 H2=600Mpa H1= Hlim1 /SH=720/1.0Mpa=720.0Mpa H2= Hlim2 /SH=600/1.0Mpa=600Mpa按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 F1=Flim1 /SF=610/1.25Mpa=488.0Mpa F2=Flim2 /SF =470/1.25Mpa=376.0MpaT 1=138092N mm(2)按齒面接觸疲勞強度設計i 齒 =5轉矩 T1Z1=24T1=9.55 106 P/ nII =9.55 106 6.0038/ 415.2041 Z2=120=138092N mm確定有

12、關參數(shù)如下：傳動比i 齒=5取小齒輪齒數(shù)Z1=24。則大齒輪齒數(shù)：u=5Z2=iZ 1=524=120實際傳動比 I 0=120/24=5傳動比誤差： i-i 0/I=5-5/5=0%2.5%可用9齒數(shù)比： u=i0=5由課本機械設計基礎P175 表 11-6取d=0.9由課本機械設計基礎P169 表 11-3取載荷系數(shù) k =1.2由課本機械設計基礎P171 表 11-4取彈性系數(shù) ZE=188對于標準齒輪 ZH=2.5故得：d1 (2KT 1 (u+1) (ZEZH )/( d H2 )1/3=(2 1.2138092（ 5+1）（ 188 2.5）2/（ 0.9m=3mm5 5882）)

13、 1/3= 65.60mm模數(shù)： m=d1/Z 1=65.60/24=2.7mmd1=72mm根據(jù)課本機械設計基礎P57 表 4-1 取標準模數(shù)：d2=360mmm=3mm確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑： d1=mZ 1=324mm=72mmb2=65mmd2=mZ 2=3120mm=360mmb1=70mm齒頂圓直徑 :da1=m(Z1+2)=3 (24+2)=78mma=216mmda2=m(Z 2+2)=3 (120+2)=366mm齒寬： b=dd1=0.972mm=64.8mm取 b1=70mm b2=65mm10中心距 a=（d1+d2）/2=(72+360)/2=216mm(3)校

14、核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)齒數(shù) Z1=24,Z2=120Y Fa1=2.75由課本機械設計基礎P173 圖（ 11-8）和（ 11-9） Y Sa1=1.58所得Y Fa2=2.14齒形系數(shù)Y Fa 和應力修正系數(shù) Y SaY Sa2=1.83Y Fa1=2.75Y Sa1=1.58 F1=95.24MpaY Fa2=2.14Y Sa2=1.83將求得的各參數(shù)代入式F1=(2kT 1/bm2Z1)Y Fa1Y Sa1 F2=85.84Mpa=21.2138092/（703224） 2.751.58Mpa=95.24Mpa F1=488.0 Mpa F2=F1Y Fa2Y Sa2/Y Fa1Y Sa

15、1=95.24 2.14 1.83/(2.75V =1.56m/s1.58) Mpa =85.84Mpa F2=376.0Mpa故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(4)計算齒輪的圓周速度VV= d1nII/60 1000=3.14 72 415.2041/（ 60 1000）=1.56m/s對照課本 機械設計基礎P168 表 11-2 可知選用9 級精度適合六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、軸的結構設計11（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

16、過渡配合固定1、按扭矩初算軸徑（ 1）選材：選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217255HBS（ 2）估計最小處軸徑 d1根據(jù)課本機械設計基礎 P245（ 14-2）式，并查表 14-2，取 c=115d1 C(P/n) 1/3=115 (5.7035/415.2041)1/3mm=27.54mmd1=30mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則L 1=60mmd1=27.54(1+5%)mm=28.92選 d1=30mm（2）確定軸各段直徑和長度段： d1=30mm長度取 L 1=60mmd2=40mmh=2cc=1.5mm12段 :d2=d1+2h=30+2 2 1.5=36mm d2=36mm初選用

17、7208c 型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為40mm,寬度為 17mm.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20mm，通過密封蓋軸段長L 2=92mm應根據(jù)密封蓋的寬度， 并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有d3=50mm一定矩離而定， 為此，取該段長為 55mm，故 II 段長： L 3=20mm L2=（ 20+17+55）=92mm段直徑 d3=50mmd4=78mmL3= 20mmL 4=75mm段直徑與齒軸齒頂圓直徑相等d5=50mmd4=78mmL 5=19mm長度接近齒輪齒寬，即L 4=72+3=75mmd6=40mm段直徑 d5=d3=50mm.長度 L 5=19m

18、mL 6=22mm段直徑 d6=d2=40mm， 長度 L 6=22mmL=114mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=114mm(3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=72mm求轉矩：已知T1=138092N mmFt =3835.9N求圓周力： Ft13根據(jù)課本機械設計基礎P168（ 11-1）式得Ft=2T1/d1=2138092 /72=3835.9NFr =1396.2N求徑向力Fr根據(jù)課本機械設計基礎P168（ 11-2）式得Fr=Ft tan=3835.9 tan200=1396.2N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA =L B=57mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）FAY

19、 =698.1N(2)繪制垂直面彎矩圖（如圖b）FBY =698.1N軸承支反力：FAZ =1917.95NFAY=FBY =Fr/2=698.1NFAZ =FBZ =Ft/2=1917.95NM C1=39.8N m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M C1=FAyL/2=698.1 114/（2 1000）=39.8N m(3) 繪 制水平面彎矩 圖（如 圖c ）14M C2=109.3N m截面 C 在水平面上彎矩為：M C =116.3N mM C2=FAZ L/2=1917.95 114/（21000）=109.3N m(4)繪制合彎矩圖（如圖d）M C=(M

20、 C12+M C22)1/2=(39.82+109.32)1/2=116.3N mT=131.2N m(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55（P2/n2）106=9.55（ 5.7036/415.2041） 106=131.2Nm(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩脈動循環(huán)變化， 取 =0.6，截面 C 處的當量彎Mec =140.4N m矩：Mec=M C2+(T) 21/215=116.32+(0.6 131.2)21/2=140.4N m(7)校核危險截面 C 的強度 e =29.6MPa由式（ 6-3） -1b=60MPae=Mec/0.1d43=10003140.4/0.1783

21、=29.6MPa -1 b=60MPa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 217255HBSd=48mm根據(jù)課本機械設計基礎 P245，表（14-2）取 c=115dc(P3/n3)1/3=115(5.4777/83.0408)1/3=46.5mm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d1=48mmL 1=82mm（2）確定軸各段直徑和長度16段： d1=48mm

22、長度取 L 1=82mmh=2cc=1.5mm段 :d2=d1+2h=48+2 2 1.5=54mm d2=54mm初選用 7211c 型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為55mm,寬度為 20mm.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20mm，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41mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故 II 段長：L2=（ 2+20+20+41）=83mm段直徑 d3=61mmd2=55mmL 2=83mmd3=61mmL 3=60mmL3= 60mm段直徑 d4=67mmd4=67mm由手

23、冊得： c=1.5h=2c=2 1.5=3mmL 4=20mmd4=d3+2h=61+23=67mmd5=55mm長度與右面的套筒相同，即 L 4=20mmL 5=22mm段直徑 d5=55mm.長度 L 5=22mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=110mm(3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=360mm17求轉矩：已知T3=623996N mm求圓周力Ft：根據(jù)課本機械設計基礎 P168（11-1） Ft =3466.6N式得Ft=2T3/d2=2623996/360=3466.6N求徑向力 Fr 根據(jù)課本機械設計基礎 P168（11-1a） Fr=1261.1N式得0Fr

24、=Ft tan20 =3466.60.36379=1261.1N兩軸承對稱LA =L B =55mmFAX =FBY =630.5N(1)求支反力 FAX 、 FBY 、 FAZ 、FBZFAZ =FBZ =1733.3NFAX =FBY =Fr/2=1261.1/2=630.5NFAZ =FBZ =Ft/2=3466.6/2=1733.3N(2)由兩邊對稱，截面C 的彎矩也對稱M C1=34.7N m截面 C 在垂直面彎矩為M C1=FAx L/2=630.5 55/1000=34.7NmM C2=95.3N m(3)截面 C 在水平面彎矩為M C2=FAZ L/2=1733.3 55/10

25、00=95.3N m(4)計算合成彎矩M C=（M C12+M C22）1/2M C =101.4N m=（34.72+95.32）1/2=101.4N m(5)計算當量彎矩：根據(jù)課本機械設計基礎P246 Mec =387.9N m18得=0.62+(T)21/22+(0.621/2Mec=M C=101.4 623.996) =387.9N m(6)校核危險截面C 的強度由式（ 14-5） e=Mec/（0.1d3）=10003387.9/(0.1613)=17.1Mpa -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16365 5=29200 小時1、

26、計算輸入軸承（1）已知 n=415.2041r/min e =16.5Mpa -1b軸承預計壽命29200h兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1917.95N初先兩軸承為角接觸球軸承7208C 型FS1=FS2=1228.3N根據(jù)課本機械設計基礎P281（ 16-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則 FS1=FS2=0.63FR1=1208.3NFA1=FS1=1208.3N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0FA2=FS2=1208.3N故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1 端為壓緊端FA1 =FS1=1208.3N FA2=FS2=1208.3NFA1/FR1=0.63(3)求系數(shù) x、y

27、FA2/FR2=0.6319FA1/FR1=1208.3N/1917.95N=0.63FA2/FR2=1208.3/1917.95N=0.63x1=1根據(jù)課本機械設計基礎 P280 表（16-11）得 e=0.68y1=0FA1/FR1ex1=1FA2 /FR229200h預期壽命足夠FR =FAZ =1733.3N2、計算輸出軸承(1)已知 n =80.0403r/minFa=0 FR=FAZ =1733.3NFS1=FS2=1091.98N20試選 7210C 型角接觸球軸承根據(jù)課本機械設計基礎P281 表（ 16-12 ）得FS=0.63FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63 1

28、733.3=1091.98N(2)計算軸向載荷FA1 、FA2FS1+Fa=FS2Fa=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=1091.98N(3)求系數(shù) x、yFA1 /FR1=1091.98/1733.3=0.63FA2 /FR2=1091.98/1733.3=0.63x1=1根據(jù)課本機械設計基礎 P280 表（ 16-11）得：e=0.68y1=0FA1/FR1e x1=1x2=1y1=0y2=0FA2/FR229200h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑 d1=30mm,L 1=60mm查手冊得，選用C 型平鍵，得：鍵A 87l=L 1-b=60-8=52mmT2=