1、 機械設計課程設計計算說明書設計題目：運輸機傳動裝置院系：機械學院班級：機設081姓名：廉帥學號：0814242131指導老師：閆志琴 日期：2011-5-25 目 錄一、設計任務書-2二、傳動方案分析-2三、電動機的選擇計算-3四、總傳動比的確定和各級傳動比的分配-4五、運動和動力參數的計算-4六、傳動零件的設計-5七、軸的設計和計算-14八、滾動軸承的選擇和計算-20九、鍵連接的選擇和計算-22十、聯軸器的選擇和計算-24十、潤滑和密封的說明-24十二、拆裝和調整的說明-25十三、減速箱體的附件和裝配說明-25十四、設計小節-26十五、參考資料-26 計 算 及 說 明三電動機選擇計算1原

2、始數據如下：主軸所需功率：主軸轉速：2電動機型號選擇(1)工作機所需的功率Pw：2)傳動裝置的總效率： = 鏈×聯軸器×2齒輪×4軸承×輸由手冊表1-7查得鏈=0.96、聯軸器=0.99-0.995（彈性聯軸器）并取值為0.99、齒=0.97（一對齒輪，正常油潤滑）、軸承=0.98（滾子軸承，潤滑正常一對）。故=0.96×0.99×0.972×0.984×0.97=0.800(3)所需電動機的功率：3、確定電動機轉速：鼓輪工作轉速：nw = 60×1000v/D = 60×1000×1

3、.8/(×400) = 85.944r/min按手冊表13-2推薦的傳動比合理范圍，取二級圓柱斜齒輪傳動傳動比范圍i =8-60 。取滾子鏈傳動比i鏈 = 25，則總傳動比的合理范圍為i = i齒× i鏈 , i=16-300故電動機轉速的可選范圍為nd' = i × nw =（16-300）× 85.944 = 1375.10425783.2r/min符合這一范圍的同步轉速有1500r/min和3000r/min方案 電動機型號 額定功率/kw 電動機同步轉速(r/min) 滿載轉速 額定轉矩 軸伸直徑 1 Y160L-4 1515001460

4、 2.2 42 2 Y160M2-215 30002930 2.242根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有二種傳動方案。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，可見第1方案比較適合，則選n = 1500r/min 。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為電動機型號：Y160L-4其主要性能：額定功率：15KW，滿載轉速1460r/min，額定轉矩2.2。四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i = nm/nw = 1460/85.944 =16.9882、分配各級傳動比（1）i = i鏈

5、=(25)取i鏈=2.05課本P413表18-1查得，（雙級減速器i = 860合理）（2） i = i齒 = i /i鏈 = 16.988/2.05=8.29按設計方案的二級展開式減速器傳動比范圍是：i1 =（1.31.5）i2，i1=3.33,i2=2.49五、運動參數及動力參數計算 1、計算各軸轉速（r/min）nII = nI/i = 1460/3.33=438.44r/minnIII = nII/i齒 = 438.44/2.49= 176.08r/min=nIII/i鏈=176.08/2.05=85.89 r/min2、 計算各軸的功率（kW）Pd = 11.70 KW；PI= Pd

6、×聯=11.70×0.99=11.583KWPII = PI×軸承×齒=11.583×0.98×0.970 = 11.01kw PIII= PII×軸承×齒 =11.01×0.98×0.97 = 10.47kwPIV=PII×軸承×鏈=10.47×0.98×0.96=9.85kw3、 計算各軸扭矩（Nm）TI=9.55×106×PI/nI= 9.55 ×106× 11.583/1460 = 7.57×104

7、 NmmTII=9.55×106×PII/nII= 9.55 ×106 ×11.01/438.44 =2.398×105NmmTIII=9.55×106×PIII /nIII = 9.55 ×106× 10.47/176.08 = 5.679×105NmmTIV=9.55× 106×PIV/nIV= 9.55×106 ×9.85/85.89=1.095× 106Nmm運動和動力參數計算結果整理于下表：六傳動零件的設計計算1、鏈傳動的設計計算(1)

8、選擇普通滾子鏈選擇鏈輪的齒數小鏈輪齒數z1=19,大鏈輪的齒數為z2=i×z1=2.05×19=39,滿足，不需修正（2）.確定計算功率查課本表9- 6 查得：KA= 1.0，由圖9-13查得KZ=1.52，單排鏈，則計算功率PC= KAKZP=1×1.52×10.47=15.914KWnIII =176.08r/min 選擇鏈型號和節距（3）查課本圖9-11和PC=15.914及nIII =176.08 r/min可選28A-1。表9-1鏈條節距P=44.45（4）.計算鏈節數和中心距初選中心距a0=(30-50)×44.45=1333.5-

9、2222.5mm取a0=1600 mm相應鏈長節數為=101.3則取鏈節數為Lp0=102查課表9-7得到中心距計算系數f1=0.24904則鏈傳動的最大中心距為1618.03mm（5）.計算鏈速v,確定潤滑方式1.210m/s由v=1.210 m/s和鏈號28A-1，查課本圖9-14可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑（6）計算壓軸力Fp有效圓周力為：鏈輪水平布置時壓軸力系數KFp=1.15則壓軸力Fp=KFpFe=1.15×8652.89=9950.83N（7）鏈輪的設計由于減速箱的草圖知低速軸徑為42mm ，所以小鏈輪的輪轂孔直徑應為42mm，由滾子鏈28A-1的節距P=44.45

10、滾子的直徑為內鏈節內寬為，內鏈板的高度,因此小鏈輪鏈輪1、齒形的重要參數：1小鏈輪齒側圓弧半徑，并由課本表9-2公式知：滾子定位圓弧半徑；滾子定位角：滾子定位角2大鏈輪齒側圓弧半徑，并由課本表9-2公式知大鏈輪滾子定位圓弧半徑：；大鏈輪滾子定位角：2、滾子鏈的重要尺寸，由課本表9-3和表9-4知：1小鏈輪分度圓直徑；齒頂圓直徑齒根圓直徑：；齒高：, ;確定的最大凸緣直徑 ；由于P>12.7單排鏈，則齒寬2大鏈輪分度圓直徑；齒頂圓直徑齒根圓直徑：；齒高：, ;確定的最大凸緣直徑 ；由于P>12.7單排鏈，則齒寬3、鏈輪的結構：小鏈輪用整體式，大鏈輪的齒圈用螺栓連接。4、鏈輪的材料，課

11、本表9-5：小鏈輪用20碳素鋼，熱處理用滲碳、淬火、回火，熱處理后的硬度50-60HRC，大鏈輪用35碳素鋼，熱處理用正火，熱處理后的硬度160200HBS2、齒輪傳動的設計計算課本P413表18-1查得，取i齒=8（雙級減速器i = 860合理）  (1) 選擇齒輪材料及確定許用應力  （2）考慮減速器傳遞功率不變，所以齒輪采用軟齒面。據書上P191(表10- 1)小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS， 大齒輪選用45鋼調質，齒面硬240HBS(表10-1 )。 （3） 減速器為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（）第一級齒輪傳動設計（1

12、）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=i1·z1=3.33×24=79.92，z2取80， （2）選取螺旋角。初選螺旋角 2) .按齒面接觸疲勞強度設計確定公式內各計算數值a.試選b.由書上圖10-30選取區域系數ZH=2.43c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距T1=9.55×106×PI/nI=9.55×106×=7.57×104N.mme.由表10-7選取齒寬系數f.由表10-6查得材料的彈性影響系數g.應力循環次數 N=60n1JlK=60×1460×16×300×1

13、5=6.3×109h.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數c=0.90, KHn2=0.95i.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1由圖10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa計算a.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值=53.01mm試選載荷系數kt=1.3b.計算圓周速度c.計算齒寬b及模數d.計算縱向重合度e.計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據v=4.02m/s, 7級精度，有圖10-8查得動載荷系數KV=1.06表103知表104知故載荷系數f.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑g.計算模數確定計算參數a

14、.計算載荷系數,.根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c.計算當量齒數d.查取齒形系數e.計算大、小齒輪的并加以比較由圖1018取彎曲疲勞系數s=1.4 kfn1=0.85,kfn2=0.88.小齒輪的數值大取mn=2可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取d1=53.66mmZ1=26,則z2=,取z2=87(4).幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為117mm按圓整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度所以取（二）第二級齒輪傳動設計第一級的比為（1）選小齒輪齒數z1=24，大齒輪齒數z2=i1·z1=2.49

15、5;24=59.76，z2取60 （2）選取螺旋角。初選螺旋角 2) .按齒面接觸疲勞強度設計確定公式內各計算數值a.試選b.由書上圖10-30選取區域系數ZH=2.43c.由圖10-26查得則d.小齒輪傳遞轉距T2=9.55×106×P2/n2=9.55×106×=2.40×105N.mme.由表10-7選取齒寬系數f.由圖10-6查得材料的彈性影響系數g.應力循環次數 N=60n2JlK=60×438.44×16×300×15=1.89×109h.由表10-19查得接觸疲勞壽命系數c=0.9

16、0, KHn2=0.95i.計算接觸疲勞許用應力，取安全系數S=1由圖10-21 ，查得：Hlim1 = 600MPa，Hlim2 = 550MPa。，故MPa， MPa計算a.試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值=79.81mm試選載荷系數kt=1.3b.計算圓周速度c.計算齒寬b及模數d.計算縱向重合度e.計算載荷系數K由表10-2查得使用系數根據v=1.83m/s, 7級精度，有圖10-8查得動載荷系數KV=1.06表103知表104知故載荷系數f.按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑g.計算模數確定計算參數a.計算載荷系數,.根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數c.計算當

17、量齒數d.查取齒形系數表105e.計算大、小齒輪的并加以比較由圖1018取彎曲疲勞系數s=1.4 kfn1=0.85,kfn2=0.88.小齒輪的數值大取mn=2可滿足齒根彎曲疲勞強度。為滿足齒面接觸疲勞強度取d1=80.80mmZ1=39,則z2=,取z2=97(4).幾何尺寸計算計算中心距將中心距圓整為140mm按圓整后的中心距修正螺旋角差值不大，故等值不必修正計算大、小齒輪的分度圓直徑計算齒輪寬度所以取七軸的結構設計（1）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，當軸的支撐為定時，無法強度計算軸徑要初步估算的方法即純扭距并降低許用扭轉切應力，先按課本式（15-2）初步計算軸的最

18、小直徑，確定d計算公式為：1，3軸為外伸軸，初步軸的最小直徑應取較小的A值，2軸為非外伸軸，初步軸的最小直徑應取較大的A值，查表15-3取考慮到1軸要于電動機連接初步計算必須與電動機，聯軸器相配，所以初步定,（2）軸的的結構設計 1軸的初步設計如下圖1軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑dI-II=35mm裝配方案是：聯軸器、軸承端蓋、軸肩、左端軸承、依次從軸的左端向又端安裝，右端只安裝軸承和軸承座，由于小齒輪齒頂圓直徑較小直接做成齒輪軸即可。軸的徑向尺寸：當直徑變化處的端面用于固定軸上零件或承受軸向力時，直徑變化值要大些，可取（68）mm，否則可取（46）mm軸的軸向尺寸：軸上安裝傳動零件

19、的軸段長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，而輪轂寬度一般是和軸的直徑有關，確定了直徑，即可確定輪轂寬度。軸的端面與零件端面應留有距離L，以保證零件端面與套筒接觸起到軸向固定作用，一般可取L=（23）mm。軸上的鍵槽應靠近軸的端面處。由于dI-II=35mm并且與聯軸器相連，因此查聯軸器L1=84mm,所以軸LI-II=84mm,并且應采用軸肩定位，由手冊知h=(0.07-0.l)d,知dII-III=40mm,且由減速箱結構知LII-III=82mm,并且用圓錐滾子軸承30208，所以采用軸肩定位，dIV-V=48mm,由箱體結構知LIV-V=104mm,軸段V-VI是齒輪，由于齒根圓較小，做成

20、齒輪軸，右端軸承采用軸肩定位，所以dVI-VII=48mm,LVI-VII=14mm,dVII-VIII=40mm,LVII-VIII=20mm 3軸的初步設計如下圖：裝配方案：左端從左到右依次安裝滾動軸承、套筒、斜齒輪和右端從右到左依次小鏈輪、端蓋、滾動軸承、套筒。由軸3最小直徑知dVI-VII=42mm，且輪轂的長度應是（1.5-2.0）d，所以此段軸 LVI-VII=84mm,并且此段軸裝小鏈輪，應采用軸肩定位，所以 dV-VI=50mm,由于減速箱結構知LV-VI=103mm,并且裝軸承型號為30210，因此采用套筒定位，為了減小應力集中，且由減速箱結構，所以取dIV-V=58mm,L

21、IV-V=56mm，為了使齒輪定位可靠取dIII-IV=60mmLIII-IV=10mm,由于此段軸裝齒輪，并采用軸肩定位，所以軸長應略短于輪轂長2-3mm, 因此dII-III=52mm,LII-III=80-2=78mm,軸段I-II裝軸承30210，所以直徑同 dV-VI=50mm=dI-II,由減速箱結構知LI-II=37mm 2軸的初步設計如下圖：裝配方案：左端從左到右依次滾動軸承、端蓋、安裝套筒，右端從右到左依次安裝端蓋、滾動軸承和套筒，同時左端齒輪右端用軸肩定位，右端齒輪左端用軸肩定位由軸2最小直徑知dV-VI=dI-II=35mm，且這兩段軸均裝軸承30207和減速箱的結構知L

22、I-II=31mm,LV-VI=34mm,為了使兩端軸承定位可靠則取軸段dII-III=dIV-V=40mm,LII-III=85-2=83mm 軸段應略短于輪轂2-3mm,軸段IV-V同理，LIV-V=54-2=52mm,并且采用檔油板定位，為了使左右兩端齒輪定位牢靠，則取III-IV段軸 dIII-IV=48mm由減速箱結構知LIII-IV=9mm32軸的彎扭合成強度計算由2軸兩端直徑d=35mm，查機械零件手冊得到應該使用的軸承型號為30207（軸承的校核將在后面進行）。求作用在齒輪2上的力 求作用在齒輪上的力，軸承對軸的力，軸上的彎距、扭距，并作圖 齒輪1上的作用力：所以齒輪2的力為齒

23、輪3對軸的作用力：，得作出2軸的力學模型，如下圖再計算出各個作用點處的彎距和扭距彎距圖和扭距圖如下：軸的受力分析及彎距、扭距圖(2).校核軸的強度由軸的扭距、彎距圖可知，齒輪軸的輪齒處存在危險截面，因此在該處計算應力（因扭轉切應力不是對稱循環應力，故引入折合系數）取抗彎截面系數 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的彎扭強度條件為 查表15-1得 MPa所以 符合彎扭強度條件八滾動軸承的選擇計算12軸上的軸承的選擇和壽命計算 都采用圓錐滾子軸承。根據軸直徑d=35mm，軸承的型號為30207，主要參數如下：D=72mm;B=17mm;a=35mm基本額定靜載荷 Co=63.5 kN基本額定

24、動載荷 C =54.2 kN極限轉速 Vmax=6700 r / min 齒輪1上的作用力：所以齒輪2的力為齒輪3對軸的作用力：可得由圖4知699×90+1494.7×44.5+2248.8×57.5= F2h(44.5+78.5+57.5)+1051.7×(78.5+57.5)F2H=641NF1H=2248.8-1051.7-641=556.1NF2V=202.7NF1V=2988.6Fa1=949.9N,Fa2=949.9+(1494.7-699)=1745.6軸1；軸2;P1=1.6(1×3039)=4862.4NP2=1.6(0.4&

25、#215;672.2+1.6×1745.6)=4898.9設計要求為c1=15×300×16=7.2×104顯然19.447×1047.2×104所以設計的軸承滿足要求的。 (3).靜載荷計算查機械零件手冊可知，角接觸球軸承當量靜載荷因載荷穩定，無沖擊，所以取靜強度安全系數所以 滿足強度條件(4).極限工作轉速計算以上所選各軸承的極限轉速n>1440r/min都成立，所以他們的極限工作轉速一定滿足要求。九、鍵連接的選擇和計算1.鍵的選擇1軸鍵槽部分的軸徑為35mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵3軸左端鍵槽部分的軸徑為42mm，所以選擇

26、普通圓頭平鍵，鍵3軸右端鍵槽部分的軸徑為52mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2軸左端鍵槽部分的軸徑為40mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2軸左端鍵槽部分的軸徑為40mm，所以選擇普通圓頭平鍵鍵2鍵的強度計算假定載荷在鍵的工作面上均勻分布，普通平鍵聯接的強度條件為查表6-2得，鋼材料在輕微沖擊下的許用擠壓應力為100120MPa，所以取(1).1軸上鍵的強度計算所以 滿足強度條件(2).2軸左端上鍵的強度計算所以 滿足強度條件2軸右端上鍵的強度計算所以 滿足強度條件(3).3軸左端鍵的強度計算所以 滿足強度條件右端鍵的強度計算所以 滿足強度條件十聯軸器的選擇計算1計算聯軸器的計算轉距查表14-1得小轉距

27、、電動機作原動機情況下取2型號選擇根據計算轉距選擇撓性聯軸器HL3型主要參數如下：公稱扭距 （滿足要求）許用轉速 （滿足要求）軸孔直徑 軸孔長度 十一潤滑和密封說明1潤滑說明因為第一對大、小斜齒圓柱齒輪v=4.05m/s第二對大、小斜齒圓柱齒輪所以齒輪采用浸油潤滑，潤滑油使用50號機械潤滑油。當滾動軸承的速度較低時，且常采用脂潤滑，當軸n<1500r/min采用浸油潤滑，若小齒輪的直徑小于軸承滾體中心分布直徑時，可在箱體上裝濺油輪，使其浸油中，傳動件不接觸油面而靠濺油潤滑,同時浸油高度,齒頂到油池底面的距離H2=35mm2.軸承的軸向固定和調整由于2軸上齒輪均為斜齒輪且均布置于軸承中間，

28、所以軸承采用正裝，并且采用兩端固定，1、3軸均為懸臂梁，為了提高懸臂梁剛性圓錐滾子采用反裝，并且采用一端固定，一端游動。3密封說明在試運轉過程中，所有聯接面及軸伸密封處都不允許漏油。剖分面允許涂以密封膠或水玻璃，不允許使用任何墊片。軸伸處密封應涂上潤滑脂。十二拆裝和調整的說明在安裝調整滾動軸承時，必須保證一定的軸向游隙，因為游隙大小將影響軸承的正常工作。當軸直徑3050mm時，可取游隙為4070mm。在安裝齒輪后，必須保證需要的側隙及齒面接觸斑點，側隙和接觸斑點是由傳動精度確定的，可查手冊。當傳動側隙及接觸斑點不符合精度要求時，可以對齒面進行刮研、跑合或調整傳動件的嚙合位置。十三減速箱體的附件

29、和裝配說明1、 附件說明機座和箱體等零件工作能力的主要指標是剛度，箱體的一些結構尺寸，如壁厚、凸緣寬度、肋板厚度等，對機座和箱體的工作能力、材料消耗、質量和成本，均有重大影響。但是由于其形狀的不規則和應力分布的復雜性，未能進行強度和剛度的分析計算，但是可以根據經驗公式大概計算出尺寸，加上一個安全系數也可以保證箱體的剛度和強度。箱體的大小是根據內部傳動件的尺寸大小及考慮散熱、潤滑等因素后確定的2、裝配說明：1裝配前箱體與其他鑄件不加工面應清理干凈，除去毛邊毛刺，并浸涂防銹漆；2.零件在裝配前用煤油清洗，軸承用汽油清洗干凈，涼干后表面應涂油；3.齒輪裝配后應用涂色法檢查接觸斑點，圓柱齒輪沿齒高不小

30、于40%，沿齒長不小于50%，必要時可用研磨或刮后研磨改善接觸情況；4.調整、固定齒輪時應留有軸向間隙0.2-0.5mm；5.減速器內SH0357-92系列中的50號潤滑油，油量達到規定的深度；6.箱體內壁涂耐用油漆，減速器外表涂深灰色油漆；7.減速器剖分面，各接觸面及密封處均不許漏油，箱體剖分面應涂以密封膠或水玻璃，不允許使用其他任何填充物；十四設計小結設計是一項艱巨的任務，設計是要反復思考、反復修改，設計是要以堅實的知識基礎為前提的，設計機械的最終目的是要用于實際生產的，所以任何一個環節都馬虎不得，機械設計課程設計讓我又重溫了一遍學過的機械類課程的知識。經過多次修改，設計的結果還是存在很多問題的，但是體驗了機械設計的過程，學會了機械設計的方法，能為以后學習或從事機械設計提供一定的基礎。十五參考資料1機械設計濮良貴 紀名剛 主編，高等教育出版社，2005年。2機械設計課程設計指導書龔義 主編，高等教育出版社，2005年