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1、机械创新设计 学 院：机电工程学院班 级：机 械 081姓 名： 李 云学 号： 指导教师: 刘 尚 2012-4-25设计目录一、传动方案拟定.2二、电动机的选择. .2三、计算总传动比及分配各级的传动比. .2四、减速器外的传动零件的设计.5五、齿轮传动的设计.8六、轴和传动零件的设计计算. .16七、校核计算.21八、主要尺寸及数据.22九、设计小结.25计 算 与 说 明一电动机型号的选择及V带设计设计一带式输送机传动系统中第一级用的V带传动。已知输送带的传动速度v=0.62 m/s,凸轮的直径为290 mm,其所需的扭矩为 。每天工作8小时。二 电动机的型号选择1.输送机凸轮的转速n
2、=40.8 r/min输送带的功率 P=2.95kw其中T为凸轮所需的扭矩，v为输送带的速度，D为凸轮的直径。2.查机械手册知：联轴器的传动效率=0.99一对滚动轴承的传动效率=0.99 封闭式齿轮的传动效率=0.97 皮带的传动效率=0.96故装置总的传递效率=0.990.990.970.96=0.87所以电动机至少的功率P=3.14 kw因工作满载，工作有轻震，电动机的额定功率应大于P查机械手册，综合电动机的额定功率、效率、等因素选Y112ML-8型号电动机，其额定功率P=4 kw,转速n=720r/min。三V带设计1. 确定计算功率P查表8-7的工作情况系数K=1.1,故P = KP=
3、3.46kw2. 选择V带类型根据Pca、n,由表8-10选择B型。3. 确定带轮的基准直径d并验算怠速为: V(1) 初选小带轮的基准直径d。有表8-6和8-8，取小带轮的基准直径d=125 mm(2) 验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=4.71 m/s（3）传动比分配 由以上知总传动比i=iii=17.7 取i=2, i=i=3.（4）计算大带轮直径。根据式（8-15a）计算大带轮直径d2 d=id=2150=250 mm4. 确定V带中心距 a和基准长度Ld(1) 根据式（8-20），确定中心距 a=300 mm.。(2) 由式（8-22）计算带所需的基准长度L=2a+( d+
4、 d)+=1202 mm由表8-2选带的基准长度Ld=1250 mm(3) 按（8-23）式计算实际中心距a.由（8-24）式有：a= a+0.03L=500+0.0152000=361.5 mm.a= a-0.015 L=305.25 mm中心距的变化范围：470560 mma= a+=300+=324 mm5验算小带轮上的包角180-(d-d)=180-(250-125)15890.6计算带的根数z.（1）计算单根V带的额定功率Pr.由d= 125 mm 和n=720 r/min 查表8-4a得P=1.95 kw根据n=960 r/min，i=2.7和B型带，查表8-4b得P=0.32 k
5、w查表8-5得K= 0.915，表8-2得K=0.98,于是Pr=(P +P) KK=（1.3+0.22）0.950.88=1.18kw(2) 计算V带的根数z.（3）z= = 3 ,取3根.齿轮的设计1选择齿轮材料和热处理，确定许用应力（1）因批量不大，尺寸无严格要求，传递功率不大，转速不高小齿轮选用 45Cr 大齿轮选用 45钢（调质） 均用软齿面。（2）齿轮精度用7级.（3）选取螺旋角。初选螺旋角（4），则 2按齿面接触强度设计 按式（10-21）计算，即 （1）确定公式内的各个算数值 1）试选。 2）由图10-30选取区域系数。 3）由图10-26查得，则4）由图10-19取接触疲劳寿
6、命系数1.02;1.085)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限6)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1,由式（10-12）得 许用接触应力7）由表10-6查得材料的弹性影响系数。8）由表10-7选取齿宽系数。（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2）计算圆周速度。 3）计算齿宽及模数。 4）计算纵向重合度 5）计算载荷系数 已知使用系数，根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得； 由图10-13查得由表10-3查得。故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计
7、算模数 3按齿根弯曲强度设计由式（10-17） （1）确定计算参数1）计算载荷系数。 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数。 3）计算当量齿数。 4）查取齿形系数。 由表10-5查得；5）查取应力校正系数 由表10-5查得； 6）计算大、小齿轮的 并加以比较 由图10-20c查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限：， 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， 取弯曲疲劳安全系数 大齿轮数值大 （2）设计计算 对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于
8、是由 取，则4几何尺寸计算 （1）计算中心距 将中心距圆整为180mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取；2轴的设计计算（按弯扭合成强度条件计算）1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D2min=3.初选轴承2轴选轴承为30313根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:D2=45mm4.结构设计为了拆装方便,减速器壳体
9、用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1).各轴直径的确定 1段半联轴器的直径为50mm。右端需制出一轴肩，直径为58mm，半联轴器与轴配合的长度为84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴长应少2mm。 联轴器的选择，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。故选择30313。尺寸为d*D*T=65*140*36。（2）各轴段长度的确定轴的支点上受力点间的跨距L1=87mm，L2=233mm，L3=146mm。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，查表得应选用b*h=20*12,半联
10、轴器与轴承的连接应用16*10*70的平键。（4）.轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45。105.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图。（2） 计算支座反力。Ft=2T1/d1=1802.36N 水平平面上的弯矩垂直平面上的弯矩合成弯矩，转矩 N6.判断危险截面显然，如图所示，a-a剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T，该截面左侧可能是危险截面；b-b截面处合成湾矩虽不是最大，但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑，a-a，b-b截面右侧
11、均有应力集中，且b-b截面处应力集中更严重，故a-a截面左侧和b-b截面左、右侧又均有可能是疲劳破坏危险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得 19.7MPa,故a-a剖面安全.由表10-1查得a-A右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 b- a截面左侧的弯矩M为 M=308954=146555N界面上的扭矩=723889.78截面上的弯曲应力 界面上的扭转切应力 过盈配合处的，用差值法求出，并取，于是得 =3.16 =0.83.16=2.53轴按磨削加工。表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即1，得综合系数为 安全系数查表10-6得许用安全系数=1.31.5,显然S,故a-a剖面安全故该轴的强度是足够的。3联轴器的选择。联轴器的计算扭矩,查表得 =1.3.则 查GB/T5014-2003,选用LX4型号的弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器的长
