机械设计基础课程设计(详细计算带图纸)资料Word文档格式.doc
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pw=f·
v/1000`nw=4.79kw
由任务书中的运动简图分析可知：
24
——V带传动效率=0.96
——齿轮传动的轴承效率=0.97
——齿轮传动的效率=0.95
——联轴器的效率=0.98
n=0.96×
0.97×
0.9952×
0.98=0.90
工作机所需电动机输出功率：
=5.32kw（为传动总机械效率）
3.电动机的选择
p≥pw/n=4.97/0.9=5.32kw
因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于5.35kw即可，所以选Y型电动机，额定功率5.5kw。
4.确定电动机转速
滚筒转速为：
nw=60×
1000·
v／∏D=71.65r／min
取V带传动的传动比范围为：
取单级齿轮传动的传动比范围为：
则可得合理总传动比的范围为：
故电动机转速可选的范围为：
n’·
mw
n’=i×
nw=4.7.9kw~1433kw
满足要求的可选用电动机转速为：
750r/min、1000r/min。
为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用1000r/min的转速。
：
综上，可选定电动机型号为：
Y型。
其相应参数列于表1：
表1.所选用电动机的相关参数。
电动机型号
额定功率
满载转速
Y型
5.5KW
960r/min
（二）计算传动比和分配传动比
1.总传动比：
i=nm／n=13.39
2.分配传动比：
取i带为3
i齿=i／i带=4.46
（三）运动与动力参数的计算
1．各轴转速：
Ⅰ轴：
n1=nm／n带=320r／min
Ⅱ轴：
n2=n1／i齿=71.75r／min
滚筒轴：
nw=n2=71.75r／min
2．各轴功率：
p1=p0×
n带=5.11kw
p2=p1×
n滚×
n齿=4.93kw
pw=p0×
n联=4.81kw
3．各轴转矩：
t1=9550×
p1／n1=152.5N/m
t2=9550×
p2／n2=656N/m
tw=9550×
pw／nw=642.93
表2.初步计算传动参数
功率（kW）
初算转速（r/min）
初算转矩（N*m）
Ⅰ轴
5.11
320
152.5
II轴
4.93
133.7
656
滚筒轴
4.81
71.75
6422.93
（四）三角带传动的设计
a.带型号、长度、根数；
b.中心距、带轮直径、宽度；
c.安装初拉力、对轴作用力。
1．求计算功率
带轮（小）输入功率：
，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动机，工作于16小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机））空载启动，使用期限10年，输送带速度应许误差5％。
查表13-8，得工况系数：
。
故有。
2．选V带型号：
由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通V带。
根据、查【1】图13-15，可得该交点位于A、B型交界处，且稍偏向B型，故选用B型V带。
3．挑小径（求大小带轮基准直径）：
查【1】表13-9可知（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。
查【2】表12-4得（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。
查【1】表13-9下方推荐值，稍比其最小值大即可，故取。
由【1】式13-9得，其中为滑动率（见【1】的211页，此取0.02）。
查【1】表13-9下方带轮直径推荐值，寻其最近值得。
虽实际取之交原定只小，但实际传动比，其误差，故满足误差范围。
4．验算带速：
，在内，适合。
（功率恒定时，速度越大则受力越小；
但根据公式知，速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大，故应适中；
根据工程实践，得此范围5到25间）
5．估中定周长及反求实中（求V带基长与中心距a）:
初步估算中心距：
，为圆整计算，取（满足，工程经验）。
由【1】式13-2得带长：
，查【1】表13-2，对于B型带选用带长。
再由【1】式13-16反求实际中心距：
6．验算小轮包角：
由【1】式13-1得：
，合适。
7．求V带根数z：
由【1】式13-15得：
此处查【1】表13-3得；
根据，查【1】表13-5得；
由查【1】表13-7得，查【1】表13-2得。
故，取整根。
8．求作用在带轮轴上的压力:
查【1】表13-1得。
由【1】式13-17得为其安装初拉力。
作用在轴上的压力为：
9．V带轮宽度的确定：
查【1】表13-10得B型带轮，故有带轮宽度，故取。
表3.所设计带传动中基本参数
带型号
长度
根数
B型
2500mm
3根
中心距
带轮直径
宽度
828mm
d1=132,d2=355
61mm
安装初拉力
对轴压力
实际传动比
270.86N
1610.45N
2.744
一．齿轮传动的设计计算
1.选择材料及确定许用应力：
小齿轮：
初选45钢，调制处理。
查【1】表11-1得知其力学性能如下：
硬度，接触疲劳极限（取585计算，试其为线性变化取均值），弯曲疲劳极限（取445计算）。
大齿轮：
初选45钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS）。
硬度，接触疲劳极限（取375计算），弯曲疲劳极限（取310计算）。
由表【1】11-5得：
（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。
由此得：
，；
，。
2.按齿面接触强度设计：
根据前计算可得齿轮传动所需传动比为，Ⅰ轴实际转速为。
设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得（电动机，中等冲击），此取1.3计算。
查【1】表11-6得齿宽系数为（软齿面，对称分布），此取1计算。
则小齿轮上转矩为：
查【1】表11-4取（锻钢），令取，故有：
上公式中所代是为了安全计算，使得两齿轮均适用。
齿数取（软齿面，硬齿面），则有，取整得（满足传动比的前提下，尽可能使两齿数互质）。
故实际传动比；
其误差为；
故满足误差范围。
初估模数为，查【1】表4-1得标准模数为，故实际分度圆直径为：
中心距为：
初估齿宽为：
，圆整取（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）。
3.验算齿轮弯曲强度：
查【1】图11-8，可得齿形系数；
齿根修正系数。
由【1】式1-5知：
安全。
4.齿轮的圆周速度：
，对照【1】表11-2知即可，故选取8级便可达到要求。
表4.齿轮传动设计的基本参数
材料
热处理
齿数
分度圆直径
齿宽
小齿轮
45钢
调制
31
93
105
大齿轮
正火
123
369
100
模数
3
3.97
231
二．减速器箱体基本尺寸设计
根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：
1.箱体壁厚：
箱座：
（取8mm）；
箱盖：
（取8mm）。
2.凸缘：
箱盖凸缘厚度，箱座凸缘厚度，箱座底凸缘厚度。
3.螺钉及螺栓：
地脚螺钉直径；
地脚螺钉数目：
；
轴承旁连接螺栓直径；
盖与座连接螺栓直径；
连接螺栓的间距；
轴承端盖螺钉直径；
视孔盖螺钉直径；
定位销直径（取整得）。
4.螺钉螺栓到箱体外避距离：
查【2】表11-2得：
至箱体外壁距离为：
到凸缘边缘距离：
轴承旁凸台半径：
箱体外壁至轴承端面距离：
5.箱体内部尺寸：
大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离；
齿轮端面到箱体内壁的距离（增加散热）；
箱盖、箱座肋厚。
6.视孔盖
由于单级减速器中心距为231mm，故查【2】表11-2得：
视孔盖长，横向螺栓分布距离，视孔盖宽，纵向螺栓分布距离，螺栓孔直径，孔数4个。
7.其中吊耳和吊钩
吊耳环的结构设计：
根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：
吊耳肋厚度为，吊耳环孔径为，倒角为，吊耳环空心到箱体外壁距离为。
吊钩的结构设计：
吊钩长，吊钩高，吊钩内深，吊钩内圆半径，吊钩厚度。
三．轴的设计
A.高速轴:
1.选择轴的材料、热处理方式：
由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。
查【1】表14-1得知：
硬度：
强度极限：
屈服极限：
弯曲疲劳极限：
查【1】表14-3得：
弯曲需用应力（静）。
2.初步估算轴最小直径：
由【1】式14-2得：
，查【1】表14-2得（取118计算）。
故，由于开了一个键槽，故（圆整）。
3.轴的结构设计：
根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。
（处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承）
1）径向尺寸：
根据常用结构，取；
查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：
，故孔（大带轮）倒角推荐值为1mm，故取，由于查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5圆整数，故此修正为；
此先选轴承为6208型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选2号轻系列；
为便于安装及轴上尺寸基准，选08号内径），查【3】表16-1知所选轴承内径为40mm，且轴承宽度，故取；
为方便加工测量，取（此也为小齿轮内孔直径）；
[查【3】表16-1得安装直径，故查【4】表11-3选取“”，故]；
对齿轮内孔倒角1.6mm，故取（取52mm）;
由于对称分布故，。
2）轴向尺寸：
由【1】图13-17得：
根据大带轮的内孔宽（取1.5计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取；
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