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1、 机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书目录目录 一、传动方案拟定一、传动方案拟定.3 二、电动机的选择二、电动机的选择.4 三、计算总传动比及分配各级的传动比三、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四、运动参数及动力参数计算.5 五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算.6 六、轴的设计计算六、轴的设计计算.13 七、滚动轴承的选择及校核计算七、滚动轴承的选择及校核计算.26 八、键联接的选择及计算八、键联接的选择及计算.30 九、联轴器的选择九、联轴器的选择.31 十、减速器附件的选择十、减速器附件的选择.32 十一、润滑与密封十一、润滑与密封.
2、34计算过程及计算说明计算过程及计算说明一、传动方案拟定一、传动方案拟定（1）设计题目：设计一用于带式运输机上的一级斜齿圆柱齿轮减速器（2）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷轻微冲击；工作年限 5 年，环境最高温度 35。（3）原始数据：运输带工作拉力 F=2100N；带速 V=1.6m/s（允许运输带速度误差为5%） ；滚筒直径 D=400mm。一：传动方案拟定（已给定）传动方案拟定（已给定）1） 、外传动为 v 带传动 2） 、减速器为一级圆柱斜齿轮减速器3） 、方案简图如下：.4） 、该工作机有轻微振动，由于 V 带具有缓冲吸振能力，采用 V 带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小
3、功率、载荷变化不大，可采用 V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。二、电动机选择二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机，电压 380V2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为P= FV/1000=21001.6/1000=3.36 KW（2）传动装置的总功率：带传动的效率 带=0.95齿轮传动效率 齿轮=0.97联轴器效率 联轴器=0.99滚筒效率 滚筒=0.96F=2100N V=1.6m/s D=400mm1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带2145632轴承效率 轴承=0.99总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=
4、0.950.9920.970.990.96=0.87（3 3）电机所需的工作功率：Pd= P/总=3.36/0.87=3.86KW根据 Po 选取电动机的额定功率 Ped，使 Pm=(11.3)Po=3.865.018KW查手册得 Ped =4KW选电动机的型号：Y 132M1-6则 n 满=960r/min三、计算总传动比及分配各级的传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比工作机的转速 n=601000v/(D)=6010001.6/3.14400=76.43r/mini总=n满/n=960/76.43=12.56查表取 i 带=3 则 i 齿=12.56/3=4.19四、运动参数及动力参数
5、计算四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n 满 =960(r/min)nI=n0/i 带=960/3=320（r/min）nII=nI/i齿=320/4.19=76.37(r/min)nIII=nII=76.37 (r/min)2、计算各轴的功率（KW）P0=Pd=4KWPI=P0带=40.95=3.8KWPII=PI轴承齿轮=3.80.990.97=3.65KWPIII=PII 联轴承=3.650.990.98=3.54KW3、计算各轴扭矩（Nmm）T0=9550P0/n0=95504/960=39.79NmTI=9550PI/nI=95503.8/320=113.41 NmTI
6、I=9550PII/nII=95503.65/76.37=456.43 NmTIII =9550PIII/nIII=95503.54/76.37=442.67 Nm五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算1、带轮传动的设计计算(1)根据设计要求选择普通 V 带截型由表 8-7 查得：kA=1.1Pca=KAP=1.14=4.4KW由图 8-11 查得：选用 A 型 V 带(2)确定带轮基准直径，并验算带速由表 8-6 和表 8-8 取主动轮基准直径为 dd1=112mm总=0.87Pd=3.86KW 电动机型号 Y 132M1-6Ped=4KWi总=12.56 i带=3 i齿=4.19no
7、=960 r/min nI =320r/min nII=76.37r/min nIII=76.37r/minPo=4 KW PI=3.8KW3从动轮基准直径 dd2= idd1=3112=336mm取 dd2=335mm带速 V：V=dd1n1/601000=112960/601000=5.63m/s在 525m/s 范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(112+355)a02(112+355)所以有：326.9a0934初步确定 a0 =600mm由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0得：L0=260
8、0+(112+355)/2+(355-112)2/4600= 1957.79mm由表 8-2 确定基准长度 Ld=2000mm计算实际中心距aa0+( Ld-L0) /2=600+（2000-1957.79）/2=621.105mm 取 a=620mm(4) 验算小带轮包角1=1800-( dd2-dd1) /a57.30=1800-（355-112）/621.10557.30=157.501200（适用）（5）确定带的根数由 n0=960r/min dd1=112mm i=3查表 8-4a 和表 8-4b 得P0=1.20kw P0=0.12kw查表 8-5 得 K=0.93 查表 8-2
9、得 KL=1.03由 Z=Pca/p=KAP/(P1+P1)KKL得：=4.4(1.20+0.12) 0.931.03 =3.5 取 Z=4(6) 计算张紧力 F0由表 8-3 查得 q=0.1kg/m，则：F0=500Pca （2.5- k a）/ k a ZV+qV2=5004.4/（2.5-0.93）/0.9345.63+0.15.632N=168.09N则作用在轴承的压轴力 FQ：FQ=2ZF0sin1/2=24168.09sin157.580/2=1324.96N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级参考表 6-2 初选材料。小齿轮选用 45 钢,调质;齿面硬度为 197
10、286HBW。大齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 156217HBW；根据小齿轮齿面硬度 236HBW 和大齿轮齿面硬度 190HBW,按图 10-21a 线查得齿面接触疲劳极应力为：限 Hlim1 =580MPa Hlim2=530 MpaPII=3.65KW PIII=3.54KWT0=39.79Nm TI=113.41Nm TII=456.43Nm TIII=442.67Nmdd1=112mm dd2=355mm V=5.63m/s Ld=2000mma=621.105mm 取 a=620mm 1=157.580F0 =168.09N4按图 10-20b 线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为
11、：EF1 =244Mpa EF2=204 Mpa按图 10-20c 查得接触寿命系数 KHN1=1.02 KHN2=1.1按图 10-20c 查得弯曲寿命系数 YN1=0.9 YN2=0.95 其中N1=60rn1tn=601(960/3)530016=4.610 8N2= N1/4.19=1.09810 8 根据要求取安全系数 S=1H1=(KHN1Hlim1) /S=(1.02580) =591 MPaH2 =( KHN2 Hlim2)/S=(1. 1 530)=583 MPa(2) 按齿面接触疲劳强度设计由 d12.23(KT1/d)(u+1/u)(ZE /H) 2 1/3确定有关参数如
12、下可用齿数比：u= 320/76.。37根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置由表 10-7 取 d=1.11) 转矩 T1T1=95.510 5P/ n 1=95.510 53.8/320=113406Nm2) 载荷系数 k由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选 K=1.23）由表 10-6 得材料的弹性影响系数 ZE=189.9d12.32(KT1/d)(u+1/u)(ZE /H) 2 1/3=2.32(1.2113406 / 1.1 ) ( 4.19 + 1 / 4.19 ) ( 189.9591.6 ) 2 1/3=58.18mm(3) 确定齿
13、轮传动主要参数及几何尺寸中心距 a=（1+u）d1/2=（1+4.19） 58.18/2=150.98mm取 a=150mm由经验公式 m=（0.0070.02）a=1.23.取标准 m=2.5取 =15Z1 =d1cos/m=（58.18cos15）/2.5=22.18取 Z1=25 则 Z2=u Z1=4.1925=104.8取 Z2=105反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cos=2.5/2(25+105) cos15=165a=165 符合要求实际传动比 u0= Z2/Z1=105/25=4.2传动比误差(u-u0)/u=(4.2-4.19)/4.19100%=0.2%0.68F
14、Ab/FRB=1750.37/2574.08=0.679查手册，得:P1= (0.41FRa+0.87FAa)= (0.41810.33+0.871028.44)=1226.98NP2= FRB= 1750.37N P2 P1所以只需校核轴承 2 的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表 13-6，取 fp=1.02 工作温度低于 1000C，查表 13-4，得fT=1.0 轴承 2 的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60960）(22500/1.021750.37)3=34739h24000h预期寿命足够2、计算从动轴承(1)计算轴的轴向载荷和径向载荷大齿
15、轮轴的轴向载荷 Fa2=691.9NA 端所承受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=(807.5) 2+(635.8) 2 1/2=1027.76NB 端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=(2079.1) 2+(635.8) 2 1/2=2174.14N两轴承的派生轴向力查表得:FS=0.68FR 则 FSA=0.68FRA=698.904NFRB=2574.0NFSA=551.02N FSB=1750.37N FAa=1028.44N FAb=1750.37NFRA=1027.76N FRB=2174.14NFSA=698.904N FSB=1478.42N15则 FSB=0.68FRB =1478.42N 由于 FSA水平向右 FSB水平向左 Fa2 水平向右有: FSA + Fa2=698.904+691.9=1390.8N0.68FAb/FRB=1478.42/217
