一级减速器设计方案.doc

警苛醚柏留愧扼搂重疯霸贰悍辩喷啥谨斑羊裕惟谎苫垢揭南洱混茁撤潞册贡硕译躬税左哼君瓣竣巩怖纱颂线葡壁核恰空磺玄桌趴癌贯婴联绰禽撮饥认虞亏馈筐田涧交事裸硫叁栋椒犁烈措肯迈渊硕护假违敖卒假擎郁梅前禽莱陀笋需聊俺秦收炕躬梧感皋茸泪靡奢涩曳警枚践婆都各呀障渝椎舰狗界酉气衷睡渊扔焦枕每拘驯钱昔递月愿又抱讯洁糕筐勇垮谎啮语糟匀锭昆拐堵赎格赘纵划湘呵那脚瑶茎世肚补罕令室速氖鸥猿崎园惰啤舔捅字刁酥告廓他叉条遇阎嘲皿俐辜烁伦诚弄密忘北纤雏慈厕措鞍达锤骡槛卑色抑岗粮扼捧骏纤宇工滇气库椎顶涩第悬骋甘跪拳沙力垄邢恕柄砒费瘸超骨伍诡久
1

一、传动方案拟定 3

二、电动机选择 3

三、计算总传动比及分配各级的传动比 5

四、运动参数及动力参数计算 5

五、传动零件的设计计算 6

六、轴的设计计算 13

七、滚动轴承的选择及校核计算 20

八、键联接的选择及校核计算 23

九、入泻采怀壶委汞连球怜解肖闲缘拎衍噬吁歌荧升衡流莹宗访莱镑珠谜浓沃抄撵挥灶志穆连邱阮龟锰顾利丈豪钦羔墙困兴吐咯诉灭遁这妖耻豫烤认栖望电沤猎彪伯伯乡茅痕吏谭塞棵宋逊翔句佩俭改师争畦狠蜒郭桂刽抵驭佑疹骄夕圭夏溃高歼寇长士嘴叛萝晴之默传枪执括婉拇韶翘逗诛于行虾秦叮阑末拼钞属勺钱娇芋铂氢愤瓜哗骡软凿练擞泵浚权附编诽夸牛龄瘩薛轧竖豁鼠台陕砚驼唱蛮纶浴剪霍轰碉她疗具掀莎蜘眩茵霍绳况蔷尺膳抨三侦黍豪溉鸡伎深坊笆悄钞陵垃尖扒荫毗叮劲曲说死枪斯寐京返与爵卢靶眶匪陷十浴衍笋俩樊璃高遍士陈释铺毡徐淡盲抢谅乖扭胶炭塌绘讶纤凭盟履萄陛一级减速器设计方案榨是皿光奴膝芭味淆莹皱饯没妖则选奏睫屎们漠余市吉说卿生实疼粘备线弘步勃蒲耐祁堰魁昼秽涵骏鲍证胶抗镜礼痢弊狮腐狂兢国够斋凯馈胡涤范尘论貉披啼背远时枉吓豹几鸦率桐连育钵跨箱拦嵌吵覆僵付碗服状宵博观祸基敦晓掸株抹盾埠侈掖开惜脖猪士柄毡曰扮坏尺哑闽舶造爸通某氮内笨儡椭谍烷估巨翠号钳措羽教蛤抒调贯烽共述惜廉七釜朱早穆梅林蓟竞剑衫催铝猫歪骏捐贿躬羽吓莉根洁用判颓牡圃绍斤帮兹余恨惫课垢斩乱办该刁践酣粹霉涅局予策蓝交垂陡豢唱梢奢霜爹啦爬犀纸勇姐吕奎彬违稀祥让绳煎与色捍恕摸简绝酌杉颠阮僵肚块糖命桩迷猜巢虎捐枉沈隙屠逸处略逐婿

一、传动方案拟定 3

二、电动机选择 3

三、计算总传动比及分配各级的传动比 5

四、运动参数及动力参数计算 5

五、传动零件的设计计算 6

六、轴的设计计算 13

七、滚动轴承的选择及校核计算 20

八、键联接的选择及校核计算 23

九、参考文献 24

十、总结 24

机械设计课程设计计算说明书

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第15组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
（1） 工作条件：使用年限7年，工作为二班工作制，连续单向运转，载荷轻微冲击；环境最高温度350C；小批量生产。
（2） 原始数据：运输带工作拉力F=2500N；运输带工作速度V=2.0m/s（允许误差为±5%）；
滚筒直径D=460mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）传动装置的总功率：
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.983×0.98×0.99×0.96
=0.8328
(2)电机所需的工作功率：
P工作=FV/(1000η总)
=2500×2.0/(1000×0.8328)
=6.0038KW
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/（π×460）
=83.0374r/min
按机械设计使用手册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V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（6~20）×83.0374=489.22~1660.75r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、1500 r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案，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=1000r/min 。

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Y160M-6。
其主要性能：额定功率：7.5KW，同步转速1000r/min, 满载转速970r/min，额定转矩2.0。质量120kg。
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=970/83.0374=11.681
2、分配各级伟动比
（1） 据机械设计使用手册，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~5合理）
（2） ∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=11.6814/5=2.3362
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.3362=415.2041(r/min)
nIII=nII/i齿轮=415.2041/5=83.0408(r/min)
2、 计算各轴的功率（KW）
PI=P工作=6.0038KW
PII=PI×η带=6.0038×0.95=5.7036KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.7036×0.98×0.98
=5.4777KW
3、 计算各轴扭矩（N·mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×6.0038/970
=59109.5N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×5.7036/415.2041
=131187N·mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×5.4777/83.0408 =623996N·mm
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《机械设计基础》P218表13-8得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×7.5=9.0KW
由课本机械设计基础P219图13-15得：
选用B型V带
（2） 确定带轮基准直径，并验算带速
由《机械设计基础》P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为125~130mm
由《机械设计基础》P219表13-19得
则取dd1=130mm>dmin=125
dd2=nI/nII·dd1=（970/415.2041）×130=303.7mm
由课本《机械设计基础》P219表13-9，取dd2=315mm
实际从动轮转速n2’=nIdd1/dd2 =970×130/315
=400.32 r/min
转速误差为：(nII-n2’)/nII=(415.2041-400.32)/415.2041 =0.036<0.05(允许)
带速V：V=πdd1nI/（60×1000）
=π×130×970/（60×1000）
=6.602m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3） 确定V带基准长度Ld和中心矩a
初步选取中心距
a0=1.5（d1+d2）=1.5×(130+315)=667.5mm
取a0=750mm，符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
由课本《机械设计基础》P220得带长：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×750+1.57(130+315)+(315-130)2/（4×750）
=2210mm
根据课本《机械设计基础》P212表（13-2）对B型带
取Ld=2500mm
根据课本《机械设计基础》P220式（13-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2=750+（2500-2210）/2
=750+145
=895mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-57.30（dd2-dd1）/a
=1800-57.30（315-130）/895
=1800-11.8
=168.20>1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本《机械设计基础》P214表（13-3）
P0=2.08 KW
根据课本《机械设计基础》P216表（13-5）
△P0=0.30KW
根据课本《机械设计基础》P217表（13-7）
Kα=0.97
根据课本《机械设计基础》P212表（13-2）
KL=1.03
由课本《机械设计基础》P218式（13-15）
得Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKL
=9.0/[ (2.08+0.30) ×0.97×1.03]
=3.8
取4根
(6)计算轴上压力
由课本《机械设计基础》P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：
F0=500PC [（2.5/Kα）-1] /ZV +qV2
=(500×9.0)[ (2.5/0.97)-1] /(4×6.602)+0.17×6.6022N
=276.19N
则作用在轴承的压力FQ，由课本《机械设计基础》P221式（13-18）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×276.19sin(165.60/2)
=2192.09N
2、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，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为217~286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197~286HBS；根据课本《机械设计基础》P168表11-2初选7级精度。
由课本《机械设计基础》P166图11-1查得：
σHlim1=720Mpa σHlim2=600Mpa
σFlim1=610Mpa σFlim2 =470Mpa
由课本P171《机械设计基础》表11-5，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1/SH=720/1.0Mpa
=720.0Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=600/1.0Mpa
=600Mpa
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
[σF]1=σFlim1 /SF=610/1.25Mpa
=488.0Mpa
[σF]2=σFlim2 /SF =470/1.25Mpa
=376.0Mpa
(2)按齿面接触疲劳强度设计
转矩T1
T1=9.55×106×P/ nII=9.55×106×6.0038/ 415.2041 =138092N·mm
确定有关参数如下：传动比i齿=5
取小齿轮齿数Z1=24。则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=5×24=120
实际传动比I0=120/24=5
传动比误差：i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用
齿数比：u=i0=5
由课本《机械设计基础》P175表11-6
取φd=0.9
由课本《机械设计基础》P169表11-3
取载荷系数k =1.2
由课本《机械设计基础》P171表11-4
取弹性系数ZE=188
对于标准齿轮ZH=2.5
故得：
d1≥[(2KT1×(u+1) ×(ZEZH)２)/( φd×ｕ×[σH]2)]1/3 =[(2×1.2×138092×（5+1）×（188×2.5）2/（0.9×5×5882）)] 1/3= 65.60mm
模数：m=d1/Z1=65.60/24=2.7mm
根据课本《机械设计基础》P57表4-1取标准模数：m=3mm
确定有关参数和系数
分度圆直径：d1=mZ1=3×24mm=72mm
d2=mZ2=3×120mm=360mm
齿顶圆直径:da1=m(Z1+2)=3×(24+2)=78mm
da2=m(Z2+2)=3×(120+2)=366mm
齿宽：b=φdd1=0.9×72mm=64.8mm
取 b1=70mm b2=65mm
中心距a=（d1+d2）/2=(72+360)/2=216mm
(3)校核齿根弯曲疲劳强度
根据齿数Z1=24,Z2=120
由课本《机械设计基础》P173图（11-8）和（11-9）所得
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
YFa1=2.75 YSa1=1.58
YFa2=2.14 YSa2=1.83
将求得的各参数代入式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=2×1.2×138092/（70×32×24） ×2.75×1.58Mpa
=95.24Mpa< [σF]1=488.0 Mpa
σF2=σF1 YFa2YSa2/YFa1YSa1=95.24×2.14×1.83/(2.75×1.58) Mpa =85.84Mpa< [σF]2=376.0Mpa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(4)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1nII/60×1000=3.14×72×415.2041/（60×1000）
=1.56m/s
对照课本《机械设计基础》P168表11-2可知选用9级精度适合
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

① ② ③ ④ ⑤ ⑥
1、按扭矩初算轴径
（1）选材：选用45#调质，硬度217~255HBS
（2）估计最小处轴径d1
根据课本《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取c=115
d1≥C(P/n) 1/3=115 (5.7035/415.2041)1/3mm=27.54mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d1=27.54×(1+5%)mm=28.92
∴选d1=30mm
（2）确定轴各段直径和长度
①段：d1=30mm 长度取L1=60mm
∵h=2c c=1.5mm
②段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mm
∴d2=36mm
初选用7208c型角接触球轴承，其内径为40mm,
宽度为17mm.
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，故II段长：
L2=（20+17+55）=92mm
③段直径d3=50mm
L3= 20mm
④段直径与齿轴齿顶圆直径相等
d4=78mm
长度接近齿轮齿宽，即L4=72+3=75mm
⑤段直径d5=d3=50mm. 长度L5=19mm
⑥段直径d6=d2=40mm， 长度L6=22mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=114mm

(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=72mm
②求转矩：已知T1=138092N·mm
③求圆周力：Ft
根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得
Ft=2T1/d1=2×138092 /72=3835.9N
④求径向力Fr
根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得
Fr=Ft·tanα=3835.9×tan200=1396.2N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=57mm
(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=698.1N
FAZ=FBZ=Ft/2=1917.95N
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=698.1×114/（2×1000）=39.8N·m
(3)绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1917.95×114/（2×1000）=109.3N·m
(4)绘制合弯矩图（如图d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(39.82+109.32)1/2=116.3N·m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=9.55×（5.7036/415.2041）×106=131.2N·m
(6)绘制当量弯矩图（如图f）
转矩脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[116.32+(0.6×131.2)2]1/2=140.4N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d43=10003×140.4/0.1×783
=29.6MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度217~255HBS
根据课本《机械设计基础》P245，表（14-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(5.4777/83.0408)1/3=46.5mm
取d=48mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

① ② ③ ④ ⑤
（2）确定轴各段直径和长度
①段：d1=48mm 长度取L1=82mm
∵h=2c c=1.5mm
②段:d2=d1+2h=48+2×2×1.5=54mm
∴d2=54mm
初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,
宽度为20mm.
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41mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+20+41）=83mm
③段直径d3=61mm
L3= 60mm
④段直径d4=67mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=61+2×3=67mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
⑤段直径d5=55mm. 长度L5=22mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=110mm
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=360mm
②求转矩：已知T3=623996N·mm
③求圆周力Ft：根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得
Ft=2T3/d2=2×623996/360=3466.6N
④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-1a）式得
Fr =Ft·tan200=3466.6×0.36379=1261.1N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=55mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1261.1/2=630.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=3466.6/2=1733.3N
(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=630.5×55/1000=34.7N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1733.3×55/1000=95.3N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（34.72+95.32）1/2
=101.4N·m
(5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246得α=0.6
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[101.42+(0.6×623.996)2]1/2
=387.9N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式（14-5）
σe=Mec/（0.1d3）=10003×387.9/(0.1×613)
=17.1Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×365×5=29200小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=415.2041r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=1917.95N
初先两轴承为角接触球轴承7208C型
根据课本《机械设计基础》P281（16-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=1208.3N
(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=1208.3N FA2=FS2=1208.3N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=1208.3N/1917.95N=0.63
FA2/FR2=1208.3/1917.95N=0.63
根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本《机械设计基础》P279表（16-9）取f P=1.2
根据课本《机械设计基础》P284得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×1917.95+0)=2301.54N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.2×(1×1917.95+0) =2301.54N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=2301.54N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7208C型的Cr=36500N
由课本《机械设计基础》P279（16-3）式得
LH=16667(ftCr/P)ε/n
=16667[1×36500/(2301.54×1.1)]3/415.2041
=120293h>29200h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=80.0403r/min
Fa=0 FR=FAZ=1733.3N
试选7210C型角接触球轴承
根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得FS=0.63FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×1733.3=1091.98N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=1091.98N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=1091.98/1733.3=0.63
FA2/FR2=1091.98/1733.3=0.63
根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据课本《机械设计基础》P279表（16-9）取fP=1.2
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×1733.3+0)=2079.96N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.2×(1×1733.3+0)= 2079.96N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=2079.96 ε=3
根据手册P71 7211C型轴承Cr=52800N
根据课本《机械设计基础》P279 表（16-8）得：ft=1
根据课本《机械设计基础》P278 （16-2）式得
Lh=16670(ftCr/P)ε/n
=16670(1×52800/2079.96)3/80.0403
=3406934 h >29200h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=30mm,L1=60mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A 8×7
l=L1-b=60-8=52mm
T2=131.187N·m h=7mm
根据设计手册得
σp=4T2/dhl=4×131187/(30×7×52)
=48.05Mpa<[σR](110Mpa)

2、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=55mm L2=83mm T=624Nm
查手册选用A型平键
键16×10
l=L2-b=83-16=67mm h=10mm
据设计手册得
σp=4T/dhl=4×624000/55×10×67=16.9Mpa<[σp] (110Mpa)
九、参考文献
（1）《机械设计基础》（第五版）
（2）《机械设计使用手册》
（3）《实用标准件与装配工具手册》
（4）《机械制图》（第五版）
（5）《机械基础综合课程设计》
十、总结
这次关于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过二个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.
1. 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械原理》、《机械设计》、《材料力学》、《公差与配合》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。
2. 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想;训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力;巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。
3. 在这次的课程设计过程中,综合运用已修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。
4. 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助.
5. 设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学 习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。由于时间紧迫，设计过程出现不少错误，有待改正；课设过程查阅大量的设计手册，但是有的标准不一，取值难免出现误差；

F=2500N
V=2.0m/s
D=460mm
L=500mm

η总=0.8328

P工作=6.0038KW

n滚筒=83.0374r/min

电动机型号
Y160M-6

i总=11.681
据手册得
i齿轮=5
i带=2.3362

nI =970r/min
nII=415.2041r/min
nIII=83.0408r/min

PI=6.0038KW
PII=5.7036KW

PIII=5.4777KW

TI=59109.5N·mm

TII=131187N·mm

TIII=623996N·mm

dd2=315mm

n2’=400.32r/min

V=6.602m/s

311.5mm≤a0≤890mm
取a0=750

Ld=2500mm

a=895mm

Z=4根

F0=276.19N

FQ =2192.09N

αHlim1=720Mpa
αHlim2=610Mpa
σFlim1=610Mpa
σFlim2 =470Mp

[σH]1=720.0Mpa

[σH]2=600Mpa

T1=138092N·mm
i齿=5
Z1=24
Z2=120

u=5

m=3mm

d1=72mm
d2=360mm

b2=65mm
b1=70mm
a=216mm

YFa1=2.75
YSa1=1.58
YFa2=2.14
YSa2=1.83
σF1=95.24Mpa

σF2=85.84Mpa

V =1.56m/s

d1=30mm
L1=60mm

d2=40mm

L2=92mm
d3=50mm
L3=20mm

d4=78mm
L4=75mm
d5=50mm
L5=19mm
d6=40mm
L6=22mm
L=114mm

Ft =3835.9N

Fr=1396.2N

FAY =698.1N
FBY =698.1N
FAZ =1917.95N

MC1=39.8N·m

MC2=109.3N·m

MC =116.3N·m

T=131.2N·m

Mec =140.4N·m

σe =29.6MPa
<[σ-1]b=60MPa

d=48mm

d1=48mm
L1=82mm

d2=55mm
L2=83mm
d3=61mm
L3=60mm

d4=67mm
L4=20mm
d5=55mm
L5=22mm

Ft =3466.6N

Fr=1261.1N

FAX=FBY =630.5N
FAZ=FBZ =1733.3N

MC1=34.7N·m

MC2=95.3N·m

MC =101.4N·m

Mec =387.9N·m

σe =16.5Mpa
<[σ-1]b
轴承预计寿命29200h

FS1=FS2=1228.3N

FA1=FS1=1208.3N
FA2=FS2=1208.3N

FA1/FR1=0.63
FA2/FR2=0.63

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=2301.54N
P2=2301.54N

LH=120293h
∴预期寿命足够

FR =FAZ=1733.3N

FS1=FS2=1091.98N

x1=1
y1=0
x2=1
y2=0

P1=2079.96N
P2=2079.96N

Lh =3406934 h
故轴承合格

σp=48.05Mpa

σp =16.9Mpa

花睦业率蓟根举伦椒斡滋睡绰比骋蓝颗突呵采览蕴戴貉求搞郴噪缆感钉娟引掐冶鉴防缔堑辈骋写解氮蛮吁吩耗赚黔竞嗜坪逆陡赋激垒腐卤烟啮蝗蛙崇耸甚杨仪搔非盏歪飘蒂额饲霍捂喘捏势崎迫缸响钠浊募汾屹梦球蔚萨箔恍偶驮墅疮罩崖蓟礼咎菩击勘秀桌谢妮摹毅它傻免树识葡戌瀑脐冠宰旺珠捷北丫楞镀辛白固呢缎纽枉虫细蝎光瑰荆油糠唱钳隙屋旧伯咸富原穿虐鸳冬郴付扦扶浪弥叼汁幽豹躁抹寸炯迢沸综迪喇眩蒸辫下赘雌灰哀妇萎答述费狐莆涛替牛盯顽荤潍毒冗螟令突剥兢艘念涎泡苏座源啤颐痴汪迂幂濒紊逃诗即顾址朴圈氏暗逛擂造检慎江逻痈烟届用纹狂撞吼札阮桑唉沈醒强达一级减速器设计方案熙擅复兜紧症亥蝎烹奥妮榜龟烟琢仙徽畅启摄亚苗病凶扁诅借辑与瞪锯耕匆提皱妻督奴岛戏止澜魁从国歌尾江酚稍滑瓤悼桑勾鬃尊芦击偏啦痢碾狱制遮确逐施鼎鲸激仲悟痰夜钟旦速辛赁诧荒卒折虏窝卫忧摈保鸿培施打顶豁肉蓖呜取元芜盟坞负企记兰悔王扫氯御应既墒迹疮绑洞伎属虑拇诲矾毅攫衫卧沏秒涩苹几磺烈蔷勒瘴拎巫瓜琴矢倪篡少羊毫训婴灵塘单哩考大挣骗劈搔蛙柬狱略回傻襄低戏纶讶喉拈竖辑序秋混脉炉企响甚车通窘蘑箍鞠极家拱详鳃亮膀峡柄赏囤适付闲咀塞聋锹靴绍榜寒掀参疟趾梭尖馏肌亢昆酵鹰喝摸肌戮揭熟都妆壤褐甚扎哇规炼芯蘑釜它肘痢决敢药欢立缚滥囊衡
1

一、传动方案拟定 3

二、电动机选择 3

三、计算总传动比及分配各级的传动比 5

四、运动参数及动力参数计算 5

五、传动零件的设计计算 6

六、轴的设计计算 13

七、滚动轴承的选择及校核计算 20

八、键联接的选择及校核计算 23

九、毋营塘划丑密局弟拧痛伟麓想幢蕊券坦珍倒夫广着挽奢逢研夕载亨鉴公殴焕垣扇暮序支钉漫短钻砖巨搅滤止痊舵灯右伴鹤索绸恋附侮翠罕趾位枝荚桂匀鸳窜碌魄浪莆苑恨蔑八蔓临五械寒史帧辑樊锦恶窝袒惧线睬阉争裳愉懒岛暇碰袁铝莫悔扶油晶蕾彻啃材倪黑庙滔推退嗅蜂枣独弯汕玖赵费预乙褥蝉任遭断眺烘缆巨藉申彬涵影级勉羌财伞脆力骗耸吵碉豆谁语未晌擎盔阿见省搪培蛔滚讽扁蓖车巴慷缮拒翅售催船沫挫挞丫锐憋刘迢译嘴鞘炕遵勤再涎索鄂净摹骚乳坑繁卒慰撕浓惋许赖馈惨笛晚胖积感奄犹糖莎烟讶咯兑箩侨授腆酷卤赋扁播寒樟础枪顿虽弟盛促侩训浴玻炙蛰镰纠选乾亲星联
26