曲超然
仅供参考一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=7KN；带速V=4m/s；滚筒直径D=220mm。 运动简图二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=96×992×97×99×95=86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000η总=1700×4/1000×86 =76KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=60×1000V/πD=60×1000×4/π×220=5r/min根据【2】表2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×5=729~2430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比 KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮1 Y132s-6 3 1000 960 9 3 632 Y100l2-4 3 1500 1420 68 3 89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，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、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Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/5=682、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） ∵i总=i齿×i 带π∴i齿=i总/i带=68/3=89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=33(r/min)nII=nI/i齿=33/89=67(r/min)滚筒nw=nII=33/89=67(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd×η带=76×96=64KW PII=PI×η轴承×η齿轮=64×99×97=53KW3、 计算各轴转矩Td=55Pd/nm=9550×76/1420=56N•m TI=55p2入/n1 =64/33=26N•m TII =55p2入/n2=53/67=58N•m 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本[1]P189表10-8得：kA=2 P=76KWPC=KAP=2×76=3KW据PC=3KW和n1=33r/min由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由[1]课本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-02)=30 mm由课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×95×1420/60×1000 =06m/s在5~25m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2×500+14(95+280)+(280-95)2/4×450=8mm根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角α1=1800-30 ×(dd2-dd1)/a=1800-30×(280-95)/497=670>1200（适用） （5） 确定带的根数单根V带传递的额定功率据dd1和n1，查课本图10-9得 P1=4KWi≠1时单根V带的额定功率增量据带型及i查[1]表10-2得 △P1=17KW查[1]表10-3，得Kα=94；查[1]表10-4得 KL=99Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]=3/[(4+17) ×94×99]=26 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本[1]表10-5查得q=1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV[（5/Kα）-1]+qV2=3/[06(5/94-1)]+062 =3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×3sin(67o/2)=9N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=8取z2=78 由课本表6-12取φd=1(3)转矩T1T1=55×106×P1/n1=55×106×61/33=52660N•mm(4)载荷系数k : 取k=2(5)许用接触应力[σH][σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60×33×10×300×18=36x109N2=N/i=36x109 /89=4×108查[1]课本图6-38中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=05/1=525Mpa故得：d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=04mm 模数：m=d1/Z1=04/20=45mm取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=5(6)校核齿根弯曲疲劳强度σ bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=5×20mm=50mm d2=mZ2=5×78mm=195mm齿宽：b=φdd1=1×50mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=35，YFS2=95 (8)许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：[σbb]= σbblim YN/SFmin由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa校核计算σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=86pa< [σbb1]σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=61Mpa< [σbb2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=14×33×50/60×1000=23m/s因为V＜6m/s，故取8级精度合适． 六、轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa，σs=360Mpa，查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(53/67)1/3mm=44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=55×106P/n=55×106×53/67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N 4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查[2]表4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85 （2）、确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定右端轴承型号与左端轴承相同，取d6= (4)选择轴承型号由[1]P270初选深沟球轴承，代号为6209，查手册可得:轴承宽度B=19，安装尺寸D=52，故轴环直径d5= (5）确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm，宽度为考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故II段长：L2=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mmⅣ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段直径d5= 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm(6)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=195mm②求转矩：已知T2=58N•m③求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2×58/195=03N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=03×tan200=741N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=48mm(1)绘制轴受力简图（如图a）（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=74/2=37NFAZ=FBZ=Ft/2=03/2=01N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=37×96÷2=76N•m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=01×96÷2=48N•m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（762+482)1/2=63N•m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=55×（P2/n2）×106=58N•m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=2，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[632+(2×58)2]1/2=13N•m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=13/1d33=13x1000/1×453=14MPa< [σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。主动轴的设计 1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查[2]表13-1可知： σb=650Mpa，σs=360Mpa，查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa [σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： d≥C 查[2]表13-5可得，45钢取C=118 则d≥118×(64/33)1/3mm=92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=55×106P/n=55×106×64/33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N 确定轴上零件的位置与固定方式 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置 在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=50mm②求转矩：已知T=26N•m③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×26/50=13N④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft•tanα=13×36379=76N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=76/2=38NFAZ=FBZ=Ft/2=13/2=065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=38×100/2=19N•m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=065×100/2=5N•m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52）1/2=83N•m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=4Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[832+(4×26)2]1/2=74N•m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（1d3）=74x1000/(1×303)=12Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209， 查[1]表14-19可知:d=55mm，外径D=85mm，宽度B=19mm，基本额定动载荷C=5KN， 基本静载荷CO=5KN， 查[2]表1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=63FR 则FS1=FS2=63FR1=63x1083=682N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =63FA2/FR2=682N/1038N =63根据课本P265表（14-14）得e=68FA1/FR148000h ∴预期寿命足够二主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查[1]表14-19可知:d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，基本额定动载荷C=5KN，基本静载荷CO=5KN， 查[2]表1可知极限转速13000r/min 根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h （1）已知nI=33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=63FR 则FS1=FS2=63FR1=63x1129=8N(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=8N FA2=FS2=8N(3)求系数x、yFA1/FR1=8N/8N =63FA2/FR2=8N/8N =63根据课本P265表（14-14）得e=68FA1/FR148000h ∴预期寿命足够 七、键联接的选择及校核计算1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键8×36 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 14×45 GB1096-79轴与联轴器的键为：键10×40 GB1096-792．键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键14×45 GB1096-79b×h=14×9，L=45，则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=2N挤压强度： =93<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度： =60<120MPa=[ ]因此剪切强度足够键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M18×5根据《机械设计基础课程设计》表3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M18×30，材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8X12，材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M8×20，材料Q235螺栓：GB5782～86 M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：： (1)箱座壁厚z=025a+1=025×5+1= 0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=02a+1=02×5+1= 45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=5z1=5×8=12 (4)箱座凸缘厚度b=5z=5×8=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=5z=5×8=20 (6)地脚螺钉直径df =036a+12= 036×5+12=41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 75df =75×18= 5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(5-6)df =55× 18=9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(4-5)df=4×18=2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(3-4)df=3×18=4 (取6) (13)定位销直径d=(7-8)d2=8×10=8 (14)d2至外箱壁距离C1 (15) Dd2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～10）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：＞6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm，m2=8 mm (21)轴承端盖外径∶D＋（5～5．5）d3 D～轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取S＝D九、润滑与密封齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。十一、参考资料目录[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，2004年7月第2版；[2] 《机械设计基础》，机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版 14 
把你自己的数据带进去算就是了，这是我们前段时间做的，有些步骤我进行了简化处理，还有根据你的题目，可能传动方案要选择另外一种，我没书现在，你自己查下《课程设计》书就知道了。 1电动机的选择计算1）、选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V Y系列2）、选择电动机的功率Pw=FV/1000=2300×5/1000KW =45KW传动装置的总效率η=η1 ×η22×η3×η4×η5×η6按《课程设计》表2-1确定各个部分效率如下：带的传动的效率：η1=96一对滚动轴承的效率：η2=99闭式齿轮的传动效率：η2=97（暂且定为齿轮精度为8级）弹性联轴器的效率：η4=99滚筒轴滑动轴承的效率：η5=96传动总效率：η=η1*η2*η2*η3*η4*η5=86所需电动机的功率：Pr=Pw / η =45/86 =0 (KW)查《课程设计》表20-1，可选Y系列三相异步电动机Y160M1-8型、额定功率Po=0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y112M-4型、额定功率Po=0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6型、额定功率Po=0 KW均满足： Po ＞Pr3）、确定电动机的转速：传动滚筒轴的工作转速： nw= 60V / 兀D =60×5 / 兀×45 =77 r/min 现以同步转速为750 r/min、1500 r/min和1000r/min 三种方案进行比较，由表2-18-1查得电动机数据，计算出总传动比列于表中：方案号 电动机型号 额定功率（KW） 同步转速(r / min) 满载转速(r / min) 电动机质量（ kg）1 Y112M-4 0 1500 1440 432 Y132M1-6 0 1000 960 733 Y160M1-8 0 750 720 118比较这三重方案可见，方案1选用的电动机虽然质量好价格叫低，但总传动比较大，为是结构紧凑，不采用该方案。方案3选用的电动机的质量大，总传动比较低，所以决定采用方案2，电动机的型号为Y132M1-6，同步转速1000 r / min，由表20-1查得主要性能技术数据和安装尺寸，如下表所示：额定功率po(kw) 外伸轴直径 D/mm 满载转速 r/min 外伸轴长度E/mm 堵截扭矩/额定扭矩 中心高 H/0 38 960 80 0 2传动装置的运动和动力参数的计算：1）、 分配传动比总传动比 i=no /nw =960/77 =05 根据表2-1 取i带=3，则减速器的传动比为i减=i / i带=05 / 3=02 各轴功率、转速和转矩的计算0轴： 0轴即电动机轴Po= Pr =4 KW no=960 r / min T o=9550 Po / no =9550×4/960=79 N•M 1轴： 1轴即减速器高速轴，动力从0轴到此轴经历带传动和一对滚动轴承传动，故发生二次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-1，带传动的效率η1=96，一对滚动轴承的传动效率η2 =99，则：η12=η1 ×η2=96 × 99=96P1= P0 ×η12=4 × 96 =84 kw n1= no / n01 =960 / 3=320r / min T 1=9550 P 1 / n 1 =9550×84/320 =6 N•M 2轴：2轴即减速器低速轴，动力从1轴到此轴经历一对滚动轴承传动和一对齿轮啮合，故发生二次功率损耗，计算效率时都要计入，查表2-1，一对滚动轴承的传动效率η2 =99，，闭式齿轮传动的效率η3=97(暂且定为齿轮精度为8级)，则η23=η2×η3=99 × 97=96P2 = P1×η23=84 × 96 =69 kw n2= n1/ n12=320 /02=72 r / min T 2=9550 P 2/ n 2=9550×69/75 =78 N•M 3轴：3轴即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历弹性联轴器传，其传动比为1，查表2-1，弹性联轴器的传动效率η4=99，故发生一次功率损耗，计算效率时都要计入，则： η4=99 P3= P2 ×η4=69× 99 =67 kw n3= n2 / n23=72 / 1= 72 r / min T 3= 9550 P 3 / n 3= 9550×67/72 =90 N•M将以上计算结果汇总于如下表所示，以便设计计算时使用：项目 电动机轴 高速轴 低速轴转速 960 320 75功率 0 84 69转矩 79 6 78传动比 3 02效率 96 3传动零件的设计计算:1、V带传动的设计机算:1)、确定计算功率Pc:由《机械设计》书表8-6查得 KA=1，则Pca= KAP=1×0=4 KW 2)、选取普通V带型号根据Pca=4 KW、n1= no = 960 r / min，查《机械设计》图8-8 选用A型普通V带3)、确定带轮基准直径 dd2选取dd1=100mm，且dd1=100mm ＞ dmin= 75 mm大带轮的直径为：dd2= n1*dd1 / n2=960×100 / 320=300 mm按表查8-7取标准值，dd2=315 mm，则实际转动比i、从动轮的实际转速分别为 i= dd2 / dd1=315/100=15 n2= n1 / i=960/15=8 r / min从动轮的转速的误差率为： 8—320/320×100%=-6%在-5%到+5%以内，为允许值。4)、验算带速VV= 兀dd1 n1 /60×1000=兀×100×960 /60×1000 m/s=024 m/s带速在5 m/s到25 m/s的范围内。5)、确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距ao=800由式（15），得 L0=2ao+兀/2（dd1+ dd2）+( dd2—dd1)2 /4ao =[2×800+兀/2（100+315）+(315—100)2 /4×800]mm =2266 mm由表8-2选取基准长度Ld=2240 mm由式（16），得实际中心距a为：a≈ao+（Ld—L0）/ 2=800+（2240—2266）/ 2 mm=787 mm中心距的变动范围为：a min= a—015Ld =787—015×2240 mm =4 mmamax = a+03Ld =787+03×2240mm=2 mm6）、校验小带轮的包角ɑ1ɑ1=180º—(dd2—dd1）×3º/ a=180º—(315—100) ×3º/787=29º ＞120º7）、确定V带的根数Z Z ≥ Pc/ [(Po+ΔPo)KɑKL]由表4查得带长度修正系数KL=06图11查得包角系数Kɑ=96，通V带根数：Z=4/（97+11) ×96 ×06] 根=9036根取整得 Z=4根8)、求初拉力FO及带轮轴上的压力FQ由表6查得A型普通V带的每米长质量q=96kg/m，根据式（19）得单根V带的初拉力为：FO=[500 Pc(5-Kɑ）/KɑZV)]+Qv2=[500×4×(5-96）)]/(98×4×024)+10×0242=96 N 由式20可得，作用在轴上的压力FP为： FP=2FOZsin(ɑ1/2)=2×96×4×sin(29/2)=25 N 9)、设计结果选用4根A-3550GB11544-89V带，中心距a=787 mm，带轮直径dd1=100 mm，dd2=315 mm，轴上压力FP=25 N2、减速箱内的圆柱齿轮传动的设计计算1)、选择齿轮的材料及精度等级小齿轮选用40cr调质，硬度为280HBS；大齿轮选用45钢调质，硬度为240HBS因为是普通减速器，由表21选7级精度，要求齿面粗糙度Ra ≤ 2～3μm2)、按齿面接触疲劳强度设计因为两齿轮均为钢质齿轮，(1）、转矩TT=55×P/n1=55×84/320=114600 N•MM (2)、载荷系数KK=3(3)、齿数Z和齿宽系数ψd小齿轮的齿数Z取为23，则大齿轮的齿数Z=116。因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表20 选取ψd=1。(4）、许用接触应力[бH]由表24查得 бHlim1=600Mpa， бHlim2=550Mpa 由表10查得SH=1N1=60njLh=60×960×1×8×300*8=9×10^8N2= N1/i=9×10^8/02=37×10^8查图27得，KHN1=92 ， KHN2=95则可得： [бH]1= KHN1бHlim1/SH =92×600/1Mpa = 552Mpa[бH]2= KHN2бHlim2/SH =95×550/1Mpa = 5Mpa故： d1≥43 { KT(u+1)/ ψdu[бH]2 }1/3=43 { 3*114600*2*8^2/1/02/5^2}^1/3=613mmm = d1/Z1=613/20mm=13 mm由表3取标准模数m =3 3)、主要尺寸的计算 d1= mZ1=3×23 mm=69 mmd2= mZ2=3×116 mm=348 mmb=ψdd1=1×69 mm=69 mm 7即： b2=70 mmb1= b2+5=75 mma=m(Z1+ Z2)/2=3×(23+116)/2=5 mm4)、按齿根弯曲疲劳强度校核由式24得出бF ≤[бF]，则校核合格确定有关的系数与参数：(1）、齿形系数YF由表13得，YF1 =8， YF2=18(2）、应力修正系数YS由表14 得，YS1 =55， YS2=79(3)、许用弯曲应力[бF]由图25 得，бFlim1 =500 Mpa бFlim2 =380Mpa 由表10 得，SF=4由图26 得，KFN1 =88，KFN2=9由式14，可得 [бF]1=KFN1бFlim1/ SF=500*88/4 Mpa =29Mpa [бF]2=KFN2бFlim2/ SF=380*90/4 Mpa =29Mpa故:бF1=2KT1YFYS/ bm2Z1 =2×3×8×55/70×3X2×23=65 Mpa＜[бF]1= 29 MpaбF2=бF1 YF2YS2/ YF1YS1 =65×18×79/8×55 Mpa =56 Mpa＜ [бF]2=29 Mpa齿根弯曲强度校核合格。5)、验算齿轮的圆周速度VV=兀d1n1/60×1000=兀×613×320/60×1000 m/s=05m/s由表22可知，选7级精度是合适的。齿轮传动主要参数整理未下表：名称 结果模数 M=3分度圆直径 D1=69mm D2=348mm中心距 Ao=5mm齿数 Z1=23 Z2=116 齿宽 B1=75mm B2=70mm 齿顶圆直径 Da1=75mm Da2=354mm齿根圆直接 Df1=5 Df2=4轴的设计计算:1、减速器高速轴的设计1)、选择轴的材料由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故：选用45钢并经调质处理。由表4查得强度极限бB=650 Mpa，再由表2得，弯曲应力[б-1b]=60 M2)、按转矩初步估算轴伸直径： 根据表1得，Ao=120，又由式2 得 D≥Ao(P/n)1/3=(120)*(84/320)^1/3=47mm考虑到轴的最小直径处要安装V带传动装置，会有键槽存在，故将估算直径加大5%～7%，取为85mm，取整直径为： d3=30 mm3)、设计轴的结构，初选滚动轴承： 由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内部的中央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带传动装置。(1）、确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式，确定轴承从轴的左端装入，采用齿轮轴结构，轴承对称地安装于齿轮的两侧，其周向采用过盈配合固定。(2）、确定各轴端的直径 如上图所示，轴段（外伸端）直径最小， d1=30 mm;考虑到要对安装在轴段上的V带传动装置进行定位，轴段上应有轴肩，同时，为能很顺利地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径标准，故取轴段③的直径d3=45mm（轴承选6209）;根据齿轮结构及定位要求，确定轴段②、④的直径d2=40 mm、d4=69 mm ；为了便于拆卸轴承，⑤为轴承段，同样取d5=45 (3）、确定各轴段的长度小齿轮在轴段④的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为75 mm，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15 mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为19 mm），并且考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5 mm，所以轴段③⑤的长度取为40 mm，轴承支点距离L=133 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取L1=34mm；查阅有关联轴器手册取L11=34 mm，在轴段①、加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂度小约5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。(4)、求小齿轮上的作用力小齿轮上的圆周力:Ft1=2T1/d3 =2×6/069 N = 7 N 小齿轮上的径向力:Fr1= Ft1×tanɑ=7×36 N=8 N 2、减速器低速轴的设计1)、选择轴的材料 由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故：选用45钢并经调质处理。由表4查得，强度极限бB=650Mpa，再由表2得，弯曲应力[б-1b]=60 M2)、按转矩初步估算轴伸直径：根据表1得，Ao=120，又由式2 得 D≥Ao(P/n)1/3=(120) (69/75)1/3=41mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大5%～7%，取为73 mm，由设计手册取整为：d4=50 mm3)、选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承： 由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内部的中央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带传动装置。(1）、确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式，确定轴承从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用挡油盘定位，这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全确定。齿轮的周向固定固定采用平键连接，轴承对称地安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。(2）、确定各轴端的直径 如上图所示，轴段①（外伸端）直径最小， d1=50 mm;考虑到要对安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段③上安装轴承，轴段③必须满足轴承内径的标准，故取轴段③的直径d3=65 mm;用相同的方法确定轴段②、④的直径d2=60 mm、d4=80 mm ；⑤段轴肩为了定位需要，我们设计为d5=110mm;为了便于拆卸左轴承，可以查出6213型滚动轴承相关尺寸，取d6=65 (3）、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为70 mm，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为68 mm，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15 mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 23 mm），并且考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5 mm，所以轴段③的长度取为20 mm，轴承支点距离L=118 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取L1=110 mm；查阅有关联轴器手册取L11=110 mm，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度小约5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。(4）、选择联轴器：T 2为联轴器所传递的标准扭矩：T 2=9550 P 2/ n 2=9550×69/75=78 N•M根据传动装置的工作条件拟用弹性柱销联轴器，计算转矩TC= TAT=3×78N•M=614N•MTA为工作情况系数，通过查表可得，TA=3，从表2-14-1，查得TL8号联轴器不仅可以满足转矩要求（Tn=630 N•M＞TC），而且其轴孔直径d=50 mm，也能满足联轴器轴径的要求，因此，我选用TL8号联轴器。5润滑和密封1)、减速器齿轮传动润滑的选择由于该减速器的圆周速度不大，齿轮搅油不算剧烈，因此，我们采用脂润滑。2)、减速器轴承润滑剂的选择对于一般的闭式传动装置，我们通常采用滚动轴承脂，代号：ZGN-69-名称：SY1514-82*。3)、减速器密封装置的选择、通气器类型的选择对于减速器的密封装置，我们通常选择组合式密封;由于工作条件不算复杂，我选择无过滤装置的通气器，型号为M27X5。
有的话也发我一份呀，我和你是同样的。邮箱要是我找到了再发给你。
ABC整理的机械1000份课设毕设，你说的这个里面有的，有图纸和说明书D
