机械设计课程设计计算说明书汽车与交通学院车辆工程专业车辆132班姓名 :刘琪学号 :202124280指导教师 :2021年1月13日目录机械设计根底课程设计任务书 (3)一传动方案的拟定及说明 (3)二电动机的选择 (3)三计算传动装置的运动和动力参数 (4)四传动件的设计计算 (6)轴的设计计算 (15)滚动轴承的选择及计算 (23)键联接的选择及校核计算 (26)高速轴的疲劳强度校核 (27)铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (30)润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 (31)参考资料目录机械设计根底课程设计任务书1.课程设计的内容设计一带式运输机传动装置。

设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。

2.课程设计的要求与数据技术数据：输出带有效拉力：4000N滚筒直径：400mm工作条件及技术要求：电源：380V工作年限：10年工作班制：两班；运输机单项运转，工作平稳3.课程设计应完成的工作1．减速器装配图1张；2．零件工作图 2张〔轴、齿轮各1张〕；3．设计说明书 1份。

一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器〔包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速〕，说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择适宜的传动机构和拟定传动方案，可先由条件计算其驱动卷筒的转速W n ，即min 2.384008.0100060100060r Dvn W ≈⨯⨯⨯=⨯=ππ一般常选用同步转速为min 3000r的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为16--23。

根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是以带轮传动加二级圆锥斜齿轮传动二、电动机选择1．电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件选用一般用途的Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V 。

2．电动机容量工作的传动装置总效率η=η带η齿2η承4η联2η卷筒 按表9-1取： 皮带传动效率η齿轮啮合效率η齿=0.97〔齿轮精度为8级〕 滚动轴承效率η 联轴器效率 η 卷筒效率 η那么 传 动 总 效 率 η 3．电动机额定功率 所需电动机效率Pr=Pw/η查表14.1、，可选Y 系列三相异步电动机Y112M-4型额定功率P0=4KW 或选Y 系列三相异步电动机Y132M1-6型，额定功率P0=4KW4．电动机的转速按表9.1推荐的传动比合理范围i ，二级圆柱齿轮减速器传动比i=8-14 滚筒轴转速所以电动机转速的可选范围为min /1528~6.305)40~8(2.382r i n n W d=⨯='⋅=' 现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案进行为使传动装置结构紧凑，决定选用方案 2，5、计算传动装置的总传动比∑i 并分配传动比1〕、总传动比∑i =n 0/n w =960/=2)、分配传动比 假设V 带传动分配的传动比5.2i 1=，那么二级展开式圆柱齿轮减速器总传动比。

∑i =04.10i i 1=∑二级减速器中：高速级齿轮传动比75.304.10*4.1。

i *4.1i 2===∑低速级齿轮传动比 2.67=10.04/3.75=i/i =i 1223三、计算传动装置的运动和动力参数 1．各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴、Ⅲ轴。

各轴转速为：min/35.3867.24.102min/4.10275.3384min/3845.2960i min/9603210r i n n r i n n r n n r n n m m ≈==≈=======II IIII II I 2．各轴输入功率 按电动机所需功率dP 计算各轴输入功率，即kWP P kW P P kW P P kWP P d d 75.597.098.005.6第三根轴的功率，05.697.098.036.6第二根轴的功率，36.696.088.3第一根轴的功率，88.3电动机的输入功率，323250=⨯⨯===⨯⨯===⨯====II III I II I ηηηηη3．各轴输入转矩T(N •m)mmN mm N i T T mm N mm N n P T ⋅⨯=⨯⨯⋅⨯=⋅=⋅⨯=⋅⨯⨯=⨯⨯=I 4415046006010191.4209610183.210183.2290063.61055.91055.9ηmmN mm N i T T mm N mm N i T T ⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯==⋅⨯=⨯⨯⨯⋅⨯==II III I II 55332542210603.495.297.098.010642.110642.112.497.098.010191.43ηηηη将计算结果汇总列表备用。

四、传动件的设计计算 1．设计带传动的主要参数。

m r /2900n 1= 大带轮转速m r /1450n 2=，传动比2i 1=。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等〔因为之前已经按5η选择了V 带传动，所以带的设计按V 带传动设计方法进行〕1〕、计算功率a p a p =kw kw P K A 29.763.61.1=⨯=⋅2)、选择V 带型 根据a p 、1n 由图8-10?机械设计?p157选择A 型带〔d1=112—140mm 〕3〕、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径d d ，由〔?机械设计?p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径mm 125d 1=d 〔2〕、验算带速v s m s m n d v d /0.19/100060290012510006011=⨯⨯⨯=⨯⋅⋅=ππ因为5m/s<19.0m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 〔3〕、计算大带轮的基准直径 根据式8-15mm 250mm 1252d i d 12d d =⨯=⋅=，初定2d d =250mm〔4〕、确定V 带的中心距a 和基准长度d L a 、 根据式8-20 ?机械设计?p152)(2)(21210d d d d d d a d d +≤≤+)250125(2)250125(0+⨯≤≤+⨯a≤a ≤750初定中心距0a =500mmb 、由式8-22计算带所需的基准长度 0l =20a +()()02212142a d d d d d d d d -++π=2×500+π××〔125+250〕+〔250-125〕〔250-125〕/4×500 ＝1597mm由表8-2先带的基准长度d l =1600mma ＝0a +(d l -0l —750mm〔5〕.验算小带轮包角1α＝180°-〔2d d -1d d 〕/a ×°＝180°×°＝166°>90° 包角满足条件 〔6〕.计算带的根数单根V 带所能传达的功率根据1n =2900r/min 和1d d =125mm 表8-4a用插值法求得0p单根v 带的传递功率的增量Δ0p A 型v 带，小带轮转速1n =2900r/min 转动比 i=21n n =1d d /2d d =2 查表8-4b 得Δ0p 计算v 带的根数查表8-5得包角修正系数αk =0.96,表8-2得带长修正系数L kr p =(0p +Δ0p )×αk ×L k =(3.04+0.35) ××Z=Prpc故取2根. 〔7〕、计算单根V 带的初拉力和最小值min 0F ＝500*ααZVk p k c)5.2(-min 0F =285N min 0F =247N〔8〕．计算带传动的压轴力P FP F =2Z 0F sin(1α/2)=754N〔9〕.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200 B.V 带轮的结构形式为:腹板式. C ．结构图 〔略〕2、齿轮传动设计 选择斜齿轮圆柱齿轮 先设计高速级齿轮传动 1〕、选择材料热处理方式根据工作条件与条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB 1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB 2=240HBS 2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮1z =20，那么2z =2i 1z ，2z =20⨯4.12=82.4，取2z =83并初步选定β＝15°确定公式中的各计算数值76.01=∂ε, 84.02=∂ε,那么60.121=+=∂∂∂εεεd.计算小齿轮的转矩:mm 10189.441⋅⨯=N T 。

确定需用接触应力因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力[]1lim σ=600MPa 大齿轮的为[]2lim σ=550MPa91110065.4)365828(114506060⨯=⨯⨯⨯⨯⨯⨯==h jL n N 89210866.912.410065.4⨯=⨯=N1HN K =0.90 2HN K[]1H σ =1HN K []1lim σ/S=540Mpa[]2H σ= 2HN K []2lim σ/S=528 Mpa []H σ=([]1H σ+[]2H σ)/2=543 Mpa3〕、计算〔1〕计算圆周速度:V=t d 1л〔2)计算齿宽B 及模数nt mB=φd t d 1nt m =t d 1cos β/1z H nt m〔3〕、计算纵向重合度βεβεφd 1z tan β〔4〕、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:2.1,35.1,45.1,15.1,1======ααββF H F H V A K K K K K K 故载荷系数001.22.145.115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαH H V A K K K K K 〔5〕、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 由式10—10a 得 1d =t d 13Ktk〔6〕、计算模数nt mnt m =1d Cos β4〕、按齿根弯曲强度设计 由式10-17[]312121111)1(cos 2F a sa F n z u Y Y KT m σψβ+≥(1)、计算载荷系数:863.135.12.115.11=⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαF F V A K K K K K(2)、根据纵向重合度βε=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数85.0=βY(3)、计算当量齿数 齿形系数 19.2215cos 203v1==z ，10.9215cos 833v2== z 〔4〕、由[1]图10-5查得21.272.221a a ==F F Y Y ， 由表10-5 查得776.157.121a ==S S Y Y a ，由图10-20C 但得[]1FE σ=500 MPa []2FE σ=380 MPa 由图10-18取弯曲疲劳极限1FN K =0.85,2FN K 计算弯曲疲劳应力:取平安系数S=1.4,由10-12得:[]1F σ=1FN K []1FE σ/S=303.57 MPa []2F σ=2FN K []2FE σ/S=238.86 MPa〔5〕、计算大小齿轮的[]111F sa F Y Y σ，并比拟[][]01704.084.238794.1268.20147.057.30357.172.2222111=⨯==⨯=F sa F F sa F Y Y Y Y σσ且[][]222111F sa F F sa F Y Y Y Y σσ≤，故应将[]222F sa F Y Y σ代入[1]式〔11-15〕计算。