机械设计基础课程设计2计算说明书设计题目：学生姓名 学院名称 专 业 学 号 指导教师 年 月 日《机械设计基础课程设计2》任务书编号2—3— 1 （举例）设计题目：皮带运输机传动装置原始数据项 目设 计 方 案1234运输带曳引力P（牛顿）3200300028002600运输带速度v（米/秒）1.71.71.71.7滚筒直径D（毫米）450450450450每日工作时数T（小时）16161616传动工作年限（年）10101010注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带转速允许误差为±5%设计工作量：设计说明书 1份，减速器装配图 1张，减速器零件图 1 张目 录1、 传动方案拟定…………….……………………………….22、 电动机的选择……………………………………….…….23、 计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….44、 运动参数及动力参数计算………………………….…….55、 传动零件的设计计算………………………………….….66、 轴的设计计算………………………………………….....127、 滚动轴承的选择及校核计算………………………….…198、 键联接的选择及计算………..……………………………229、设计参考资料目录计算过程及计算说明结果1、传动方案拟定2—3—1：设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动1.1工作条件：使用年限10年，传动不逆转，载荷平稳。
1.2原始数据：滚筒圆周力F=3200N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=450mm1.3传动简图（上图）2、电动机选择2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2.2电动机功率选择：传动装置的总功率：η总=η联×η2轴承×η齿轮×η链×η工作机 =0.99×0.992×0.97×0.91×0.95=0.814电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=3200×1.7/1000×0.814=6.54KW确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.7/π×450=72.19r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5取链传动比I’1=2~5，则总传动比理时范围为I’a=6~25故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~25）×72.19=433.14~1804.75r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min 。
确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，堵转转矩\额定转矩=2.23计算总传动比及分配各级的传动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1440/72.19=19.953.2分配各级传动比据教材P7表1，取i齿轮=5.0（单级减速器i=3~6合理）∵i总=i齿轮×I链∴i齿轮=i总/ i链=19.95/5.0=3.994运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）n1=n电机=1440r/minn2=n1/i齿轮=1440/5.0=288(r/min)n小链轮= nII/i链轮=288/3.004.2计算各轴的功率（KW）P1=P电动机×η联=6.54×0.99=6.41 KWP2=P1×η轴承×η齿轮=6.41×0.99×0.97=6.16KWP3=P2×η轴承×η工作机=6.16×0.99×0.95=5.61 KW4.3计算各轴扭矩（N·mm）T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.41/1440=42510N·mmT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×6.16/288=204260N·mmT3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.61/72.18=742250N·mm5传动零件的设计计算5.1齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用45#调质钢，齿面硬度为250HBW大齿轮选用45#正火钢，齿面硬度200HBW；预选8级精度 (2) 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由《机械零件设计手册》查得 , = 1.0 ; 由《机械零件设计手册》查得 KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.90 KFN1 =0.81, KFN2 = 0.86 由 （一）小齿轮的转矩 （二） 选载荷系数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查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.3（三） 计算尺数比 =5.0（四） 选择齿宽系数 根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1 ;弹性系数；（五） 计算小齿轮分度圆直径 ≥ 2.32=2.32 = 48.513( mm)（六） 确定齿轮模数m m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)× 取m=2（七） 确定齿轮的齿数和 取 Z1 = 27 （八）实际齿数比 齿数比相对误差 Δ<±2.5% 允许（九） 计算齿轮的主要尺寸 中心距 齿轮宽度 B1 = B2 + (5～10) = 59～64(mm) 取B1 =62 (mm) （十）计算圆周转速v并选择齿轮精度 查表应取齿轮等级为8级，（3）齿轮弯曲强度校核（一） 由（2）中的式子知两齿轮的许用弯曲应力 （二） 计算两齿轮齿根的弯曲应力 由《机械零件设计手册》得 =2.57 =1.60 ；； 齿轮的弯曲强度足够4.2.3 齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径 由《机械零件设计手册》得 h*a =1 c* = 0.25齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)齿根高 齿顶高 齿根圆直径 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径 d=55轮毂直径 =1.6d=1.6×55=88轮毂长度 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m 取 =10mm轮缘内径 取D2 = 170(mm) 腹板厚度 c=0.3=16.2 mm 取c=16(mm)腹板中心孔直径=171(mm)腹板孔直径=41(mm) 5.1链轮传动的设计计算 已知链条传递功率P=6.16KW, 小链轮n1=288r/min,大链轮 n2=72.2r/min, 电动机驱动，载荷平稳。
1)选择链轮齿数Z1，Z2传动比 i=n1/n2=3.99估计链速 V=0.6-3m/s,根据表9.9选取小链齿轮数Z1=21，则大链轮齿数Z2=iz1=3.99*21=682)确定链节数 初定中心距 a0=10p，由式 Lp=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P(Z1-Z2)/39.5*a0=69.10 取Lp=703根据额定功率曲线确定链型号 由表9.4查得KA=1； KZ=1.11；采用单排链查得Kpt=1.由式 P0≥KAP/Kzkpt=5.55KW 由图9.9选取链号为12A，节距p=19.05润滑方式为滴油或者油浴润滑,飞溅润滑.4）验算链速V链速度在0.6~3m/s范围内，与估计相符5）计算实际中心 由式 =202.98mm中心距可调，实际中心距a′=a-△a=202.17mm,取a′=215mm;( △a取为0.004a) 6）确定润滑方式 查图12-14知应选用油滴润滑 7）计算对链轮轴的压力F′=1.2F=1.2*1000P=4769N 8 ）链轮的设计（详见参考书）链轮齿轮应该有足够的接触强度和耐磨性，常用45钢，小链轮材料应优与大齿轮，并进行热处理。
6轴的设计计算 6.1 输出轴的设计计算6.1.1按扭矩初算轴径选用Q235钢 根据课本P235页式（15-2），表（15-3）取c=148d≥c(P2/n2)1/3=120(6.16/288)1/3=41.08mm取d=42mm轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承从右面装入 （2）确定轴的各段直径和长度 如图所示，轴段（外伸端）直径最小，=42mm；考虑到要对安装在轴1上的链轮进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为55mm；用相同的方法确定确定轴段5,4,3的直径d5=69mm、d4=60mm ,d3=57mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6411型滚动轴承的安装尺寸为55mm，取d5=55mm齿轮轮毂宽度为54mm，为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为52mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为16mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为42mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为3mm，所以轴段3的长度取为57mm，轴承支点距离2l2=114；在轴段1、4上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。
(3)按弯扭复合强度计算计算大齿轮上的作用力圆周力 径向力 轴向力 小链轮轴上的力：FQ=1.2F; F=1000*P/V=1000*6.16/1.7=3623.53N;FQ=1.2*3623.53=4348.24N;（１） 绘轴的受力简图，求支座反力=110.5 =56.5 =56.5ａ. 垂直面支座反力 b. 水平面支座反力 得， N (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点 ， A点 ， b. 水平面弯矩MZ图C点左， C点右, A 点 c. 合成弯矩图C点左, C点右, A点, （３） 作转矩T图 （４） 作计算弯矩图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按静应力考虑，取α=0.3 （５） 校核轴的强度由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表13-1得查表13-3得C点轴径： 因为有一个键槽该值小于原 dc=45.654mm<60mm ,故安全D点轴径 因为有一个键槽该值小于原设计该点处轴径42mm，故安全7滚动轴承的选择及校核计算计算输出轴轴承根据条件，轴承预计寿命10×365×16=58400小时 （1）已知n2=288r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=8.709KN初先两轴承为深沟球轴承6411型；根据课本P191表（12-10）取f P=1.0；（2）P1=fP*FR1 =8.709KN∵深沟球轴承ε=3根据手册得6207型的Cr=19800N由课本P191（12-11）式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440×(1×100000/8709)3=87611.3h>58400h∴预期寿命足够8键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d4=60mm L4=52mm T=204 N·m查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;键18×11 ， GB1096-79l=L4-b=52-18=34mm h=11mm据课本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=36.36Mpa<[σp]故该键满足寿命要求；2. 输出轴与小链轮联接用平键联接轴径d1=42mm L1=47mm T=204 N·m查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;键10× ， GB1096-79l=L1-b=47-10=37mm h=7mm据课本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=75.01Mpa<[σp]故该键满足寿命要求；参考文献（按标准格式撰写）[1]机械设计基础课程设计：寇尊权 王多主编，北京：机械工业出版社，2009.3[2]机械制图：大连理工大学主编北京：高等教育出版社，2007.6[3]机械设计基础： 范顺成主编北京：机械工业出版社，2011.910结束语F=3200NV=1.7m/sD=450mmn滚筒=72.2r/minη总=0.814P工作=6.54KW电动机型号Y132M-4i总=19.95据手册得I齿轮=5.0I链=3.99n1 =1440r/minn2=288r/min n3=72.18r/minP1=6.41KWP2=6.16KW P3=5.61KWT1=42510N·mmT2=204260N·mmT3=742250N·mm42.5N•mK＝1.3=5.0＝1 ≥48.513( mm)m=2Z1 = 27a=162mmB1=62mmB2=54mmV=4.069m/s齿轮等级为8级 =2.57 =1.60=77.929MPa=74.145MPa58mmP =6.28mm2,5mm2mm49mmd=55=88mmL=54mm=10mmD2 = 170(mm)c=16 mm=171(mm)=41(mm)i=3.99Z1=21Z2=68Lp=70KA=1；KZ=1.11Kpt=1链号为12Ap=19.05v=1.62m/sa=215F′=4769d=42mmd=42mmL=47mmd1=50mmL1=47mmd2=55mmL2=47mmd3=57mmL3=49mmd4=60mmL4=52mmd5=69mmL5=5mmd6=66mmL6=11mmd7=55mmL7=31mm Ft =1574.47NFr=573.06NFa=0FQ=4348.24N=-347.29N=-8089.55N=-4462.5N51500N.mmT=204260N.mm43.48mm=60mm21.696mm=42mm轴承预计寿命58400hn2=288r/min深沟球轴承6411型f P=1.0P1=8.709KNP=1.0ε=36207型Cr=19800NLH=87611.3hd4=60mm L4=52mm T=204 N·m[σp]=125~150Mpl=34mm h=11mmσp=36.36Mpad1=42mm L1=47mm T=204 N·ml= 37mm h=7mm 。