1、22.23.23F=2000NV=1.8m/sD=320mmL=500mm n滾 筒=76.4r/mi n n 總=0.8412P工 作=2.4KW 電動機型號Y132 M-4 i 總=12.57 據(jù)手冊得 i齒輪=6i 帶=2.095ni=1440r/mi n nn=642.86r/ min機械設計課程設計說明書一、傳動方案擬定.2二、電動機的選擇 .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.5五、傳動零件的設計計算.6六、軸的設計計算12七、滾動軸承的選擇及校核計算18八、鍵聯(lián)接的選擇及計算 九、設計小結 十、參考資料目錄計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三

2、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8年，工作為單班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力 F=2000N ;帶 速 V=1.8m/s;滾筒直徑 D=320mm ;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：電機所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n 總=2000x 1.8/1000X 0.94nm=53.57r/ min Pi=5.23KW Pii=5.02KW Piii =4.87K W To=36.48N mm Ti=34.69N mm TH=74.575N mm Tiii=8

3、68.18 N mm dd2=209.5m m取標準值 dd2=200mm n2 =480r/mi n V=5.03m/s 210mm a0 w 600mm 取 a=500 Ld=1400mm ao=462mm Z=4根 Fo=158.01N Fq =1256.7N i齒=6 乙=20 Z2=120 u=6T1=50021.8N m maHlimZ1 =570MpaaHlimZ2=350MpaNi1=1.28 x=3.83KW3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速：n 筒=60 X 1000V/ n D=60 X 1000 X 1.8/n X 320 =107.05r/mi n按手冊P7表1推

4、薦的傳動比合理范圍，取圓柱 齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I ；=36。取V帶傳動比|工24，則總傳動比理時范圍為 I a=620。故電動機轉速的可選范圍為n=l Xn 筒=6 20 )X 107.05=642.32141r/mi n 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和 1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適 用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指 導書P15頁第一表。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2方案比較適合，則選 n=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 率及同步轉速，選

5、定電動機型號為Y132M-4。其主要性能：額定功率：4KW，滿載轉速1440r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 總傳動比：i 總=n 電動/n 筒=1440/107.05=13.452、分配各級傳動比(1) 據(jù)指導書P7表1,取齒輪i齒輪=6nIII =nn/i 齒輪=321.43/6=53.57(r/min2、計算各軸的功率KW)Pi=P 工作=Pmn c=5.5X 0.95=5.23KWPii=P|X n rx n g=5.23x0.96=5.02KWRii =Pii x n 軸承 x n 齒輪=5.02 X 0.98X 0.96 =4.87KW3計算各軸扭矩dmin=75

6、dd2=n/n2 dd1 =960/458.2x 100=209.5mm 由課本 P74表 5-4，取 dd2=200mm 實際從動輪轉速 n? =!idd1/dd2=960x 100/200 =480r/mi n轉速誤差為：n2-n2 2=458.2-480/458.2 =-0.048 帶速 V : V= n dd1 m/60x 1000=n x 100x960/60x 1000=5.03m/s在525m/s范圍內，帶速合適。(3) 確定帶長和中心矩109NL2=2.14 x 108Znt1=0.92 Znt2=0.98 cH1=524.4Mpa c H2=343Mpa d1=48.97m

7、m m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mmY Fa1=2.80Y Sa1 = 1.55Y Fa2=2.14Y Sa2=1.83cFiim1=290MpacFlim2=210MpaY nt1 =0.88Y nt2=0.9Y st=2 Sf=1.25cF1=77.2MpacF2=11.6Mpa a =175mmY =1.2m/s d=22mm d1=22mm l_1=50mm d2=28mm _2=93mm d3=35mm3=48mm d4=41mmL4=20mm d5=30mm L=100mmFt =1000.436NFr =364.1NFay =182.

8、05NFby =182.05NFaz=500.2N Mc1=9.1N mM C2=25N mMc=26.6N m T=48N m Mec=99.6N m(Te=14.5MPa彷-1】bd=35mmFt =1806.7NFax=Fby=328.6NFaz=Fbz=903.35NMc1=16.1N mM C2=44.26N mMc=47.1N mMec=275.06N m(Te=1.36Mpa 彷-1】b根據(jù)課本 P84式 w aw 2(ddi+dd20. 7(100+200w ao 所以有：210mmw 600mm 由課本P84式+(d d2-ddi/4ao=2 x 500+1.57(100+2

9、00+(200-100 2/4 x 500 =1476mm根據(jù)課本P71表5-2 )取Ld=1400mm 根據(jù)課本P84式驗算小帶輪包角a 1=180-dd2- dd1/ax 57.30=1800-200-100/462 x 57.30=180-12.40=167.6120 適用) K a Kl=3.9/(0.95+0.11 x 0.96x 0.96=3.99(6計算軸上壓力由課本表 查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉 力：F0=500Pc/ZV+0.1 x 5.032N=158.01N則作用在軸承的壓力Fq ,Fq=2ZFqSin a 1/2=2 x4x 2、齒輪傳動的設計計算按齒面接觸

10、疲勞強度設計由 d1 76.43(k(u+1/ du彷 H21/3 由式6-15)確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=6x 20=120 實際傳動比1。=120/2=60 傳動比誤差：i-i。/1=6-6/6=0%轉矩T1=9.55 x 106x P/n1=9.55x 106x 2.4/458.2 =50021.8N mm(4載荷系數(shù)k取k=1(5許用接觸應力(T hT h= T HlimZNT/SH 由課本查得：T HlimZ1 =570Mpa T HlimZ2 =350Mpa 由課本P133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù) NlNl1 =60n1

11、rth=60 x 458.2x 1 x (16x365x 8=1.28x 109Nl2=Nl/=1.28 x 109/6=2.14x 108 由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：Znt1 =0.92 Znt2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選 取安全系數(shù)Sh=1.0T H】1= T Hlim1 ZntSh=570 x 0.92/1.0Mpa=524.4MpaT H】2= T Hlim2 Znt2/Sh=350 x 0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：76.43(kTdu+1/ du t h21/37_T73=76.431 x 50021.8X (6+1/0.9 x 6x 3

12、432 mm =48.97mm模數(shù)：m=di/Zi=48.97/20=2.45mm根據(jù)課本表 取標準模數(shù)：m=2.5mm(6校核齒根彎曲疲勞強度(T F=(2kTi/bm2ZiYFaYsaW 彷 h確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=2.5 x 20mm=50mmd2=mZ 2=2.5 x 120mm=300mm齒寬：b= dd1=0.9x 50mm=45mm取 b=45mm b1=50mm(7齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=120由表6-9相得Y Fa1=2.80Y Sa1=1.55YFa2=2.14Y Sa2=1.83(8許用彎曲應力(T fT f= T

13、 Flim YstY Nt/Sf由設計手冊查得：t Fiim1=290Mpa t Flim2 =210MpaY nt1=0.88 Yn t2=0.9實驗齒輪的應力修正系數(shù)Y st=2按一般可靠度選取安全系數(shù)Sf=1.25計算兩輪的許用彎曲應力t f 1= t Flim1 丫stYnt1 /Sf=290 x 2x 0.88/1.25Mpa=408.32Mpat f2= t Fiim2 YstYnt2/Sf =210 x 2 x 0.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式Y FalYSal=(2 x 1 x 50021.8/45x 2.52 x 20 x 2.80x 1.55Mp

14、a=77.2MpaY FaSa1=(2 x 1x 50021.8/45 x 2.52x 120x 2.14x 1.83Mpa=11.6Mpa計算齒輪傳動的中心矩 aa=m/2 (Z1 +Z2=2.5/2(20+120=175mm(10 計算齒輪的圓周速度 VV= n din 1/6OX 1000=3.14x 50x458.2/60x 1000=1.2m/s六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據(jù)設計手冊例題，并查表 10-2,取c=115d 115 (2.304/458.21/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5%,則d=19.7

15、 x (1+5%mm=20.69選 d=22mm2、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 2)確定軸各段直徑和長度工段：d1=22mm 長度取L1=50mmt h=2c c=1.5mmII 段:d2=d+2h=22+2 x 2x 1.5=28mm d2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為 30mm, 寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁 應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密圭寸

16、蓋軸段長應根據(jù)密圭寸蓋的寬度，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 55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=2+20+16+55) =93mmIII 段直徑 d3=35mmL3=L 1-L=50-2=48mmW段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2 x 1.5=3mmd4=d3+2h=35+2 x3=4imm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準杳取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。?0+3 x 2） =36mm因此將W段設計成階梯形，左段直徑為36mmV段直徑 d5

17、=30mm.長度 L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm（3按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知 di=50mm 求轉矩：已知T2=50021.8N mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N 求徑向力FrFr =Ft tana =1000.436xtan200=364.1N 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm（1繪制軸受力簡圖 如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖 如圖b）軸承支反力：Fay=Fby=F/2=182.05NFaz=Fbz=F2=500.2N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Mc1=FA

18、yL/2=182.05 x 50=9.1N m（3繪制水平面彎矩圖 女口圖 c ）Mc2=FazL/2=500.2 x 50=25N m(4繪制合彎矩圖 如圖d)Mc=(M ci2+M c221/2=(9.12+2521/2=26.6N m(5繪制扭矩圖 如圖e)轉矩：T=9.55 x P2/n2) x 106=48N m(6繪制當量彎矩圖 如圖f)轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取 a =1，截面C處的當量彎矩：Mec=M c2+( a T21/2=26.62+(1 x4821/2=54.88N m(7校核危險截面C的強度(T e=Mec/0.1d33=99.6/0.1 x 413=

19、14.5MPa (T -1b=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#調質鋼，硬度 c(P3/ n31/3=115(2.168/76.41/3=35.08mm取 d=35mm2、軸的結構設計1)軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相 對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面 用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合， 兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用 過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面 裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝 入。按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知 d2=300mm 求轉矩：已知 T3=271

20、N m 求圓周力Ft:Ft=2T3/d2=2x 271 x 103/300=1806.7N 求徑向力FrFr=Ft tana =1806.7x0.36379=657.2N .兩軸承對稱二 LA=LB=49mm(1 求支反力 Fax、Fby、faz、FbzFax =FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFaz =FBz=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為Mc1=FayL/2=328.6 x 49=16.1N m(3截面C在水平面彎矩為Mc2=FazL/2=903.35 x 49=44.26N m(4計算合成彎矩Mc=M ci

21、2+Mc22) 1/2=計算當量彎矩：根據(jù)課本 P235得a =1Mec=M c2+( a T21/2=47.12+(1 x 27121/2=275.06N m(6校核危險截面C的強度由式10-3)3(T e=Mec/=1.36Mpa(T -1b=60Mpa二此軸強度足夠七、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16x 365x 8=48720 小時1、計算輸入軸承 - Fs+Fa=Fs2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1 =Fs1=315.1N Fa2=Fs2=315.1N(3求系數(shù)x、y/Fa1 /Fr1=315.1N/500.2N=0.63Fa2/Fr2

22、=315.1N/500.2N=0.63 根據(jù)課本表得e=0.68Fa1 /FR1e X1=1 FA2/FR2計算當量載荷P1、P2根據(jù)課本表取f p=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1 =1.5 x (1 x 500.2+0=750.3NP2=fp(X2FR1+y2FA2=1.5 x (1 x 500.2+0=750.3N (5軸承壽命計算T Pi=P2 故取 P=750.3NT角接觸球軸承 =3根據(jù)手冊得7206AC型的Cr=23000NLh=16670/n(ftCr/P =16670/458.2 x (1 x 23000/750.33=1047500h48720h二預期壽命足夠2、計

23、算輸出軸承(1 已知 n皿=76.4r/minFa=0 Fr=Faz=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本 得Fs=0.063Fr,則Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x 903.35=569.1N(2計算軸向載荷Fa1、Fa2t FS1+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=569.1N(3求系數(shù)x、yFa1/Fr1=569.1/903.35=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本表得：e=0.68t FAFR1e X1=1y1=0T FA2/FR2計算當量動載荷P1、P2根據(jù)表取

24、fP=1.5P1=fp(xFR1+y1FA1 =1.5 x (1 x 903.35=1355NP2=fP(X2FR2+y2FA2=1.5x (1x 903.35=1355N(5計算軸承壽命LhT P1=P2 故 P=1355 =3根據(jù)手冊7207AC型軸承Cr=30500N根據(jù)課本表得：ft=1Lh=16670/n(ftCr/P =16670/76.4 x (1 x30500/13553=2488378.6h48720h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑 di=22mm,Li=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵 A 8 x 7 GB1096-79 l=L -b=50-8=42mmT2=48N m h=7mm得(T p=4T2/dhl=4 x48000/22x 7x42=29.68Mpa2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=35mm L3=48mm T