单机减速器V带设计机械设计课程设计文档格式.docx
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二
完成总体方案计算及相应说明书的内容。
三
完成设计书5-6
四
完成设计书7-9，完成轴的设计
五
完成零件图，并完成说明书的其余部分
六
整理计算中的有关内容，写好说明书，并做好答辩准备
七
答辩，终结
五设计要求
设计过程参考设计指导书进行，在设计之前务必先通过读并消化第一篇及相关内容。
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….………………………………………………4
二、电动机的选择…………………………………………………………….5
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比…………………….…….7
四、传动装置的运动和动力设计……………………………………………..8
五、普通V带的设计………………………………………………………….10
六、齿轮传动的设计…………………………………………………………..13
七、轴的设计……………………………………………….…………………..18
八、滚动轴承的设计……………………………………………………………19
九、联轴器的设计………………………………………………………………20
十、设计小结………………………………………………………………….....21
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组：
１、工作条件：
载荷平稳，使用年限6年，工作为二班工作制（连续16小时），每月工作20天。
２、原始数据：
滚筒圆周力F=4000N；
带速V=3m/s；
滚筒直径D=500mm；
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器
4.连轴器5.滚筒6.运输带
二、电动机选择
1、电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2、电动机容量选择：
电动机所需工作功率为：
式
（1）：
Ｐd＝ＰＷ／ηa （kw）
由式
（2）：
ＰＷ＝ＦV/1000（KW）
因此 Pd=FV/1000ηa（KW）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×
η２2×
η３×
η４×
η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７η5＝０.９6
则：
η总=0.96×
0.982×
0.97×
0.99×
0.96=0.85
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =FV/1000η总=（4000×
3）/（1000×
0.85）=14.12（kw）
3、确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×
1000·
V/（π·
D）
=（60×
1000×
3）/（４2０·
π）=136.42r/min
根据机械课程设计手册Ｐ4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’=3～６。
取Ｖ带传动比
Ｉ１’=２～４。
则总传动比理论范围为：
Ｉa’＝６～２４。
故电动机转速的可选范为
N’d=I’a×
n卷筒=（6～24）×
136.42
=818.52～3274.08r/min
则符合这一范围的同步转速有：
1000、1500和3000r/min
根据容量和转速，由相关手册查出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）
电动机重量N
参考价格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
Y160M2-2
15
3000
2930
125
5.65
21.48
6.14
Y160L-4
1500
1460
144
5.96
10.7
4.28
Y180L-6
1000
970
195
8.89
7.15
2.37
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第方案比较适合。
此选定电动机型号为Y160L-4
电动机主要外形和安装尺寸：
其主要性能：
中心高H
外形尺寸L×
（AC/2+AD）×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×
E
装键部位尺寸
F×
GD
160
600×
337.5×
385
254×
254
42×
110
12×
8
三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n卷筒
=1460/136.42=10.7
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×
i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=2.5（普通V带i=2～4）
因为：
ia＝i0×
i
i＝ia／i0
＝10.7/2.5＝4.28
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比η01，η12，......为相邻两轴的传动效率PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·
m）nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0=1460/2.5=584（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1=584/4.28=128.04r/min
卷筒轴：
nⅢ=nⅡ
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Pd×
η01=Pd×
η1
=14.12×
0.96=13.56（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×
η12=PⅠ×
η2×
η3
=13.56×
0.98×
0.97=12.89（KW）
卷筒轴：
PⅢ=PⅡ·
η23=PⅡ·
η2·
η4
=12.89×
0.96×
0.99=12.25（KW）
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·
Pd/nm
=9550×
14.12/1460=92.36N·
m
TⅠ=Td·
i0·
η01=Td·
=92.36×
2.5×
0.96=221.66N·
m
TⅡ=TⅠ·
i1·
η12=TⅠ·
=221.66×
4.28×
0.99=920.43N·
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·
=920.43×
0.99=874.78N·
计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×
η轴承=13.56×
0.98=13.29KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=12.89×
0.98=12.63KW
计算各轴的输出转矩：
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承=211.66×
0.98=207.37N·
T’Ⅱ=TⅡ×
η轴承=920.43×
0.98=902.02N·
综合以上数据，得表如下：
轴名
效率P（KW）
转矩T（N·
m）
转速n
r/min
传动比i
效率η
输入
输出
电动机轴
14.12
92.36
Ⅰ轴
13.56
13.29
221.66
207.37
584
Ⅱ轴
12.89
12.63
920.43
902.02
128.04
1.0
卷筒轴
12.25
874.78
五.V带的设计
（1）选择普通V带型号
由PC=KA·
P=1.2×
15=18（KW）
根据课本P134表9-7得知其交点在B型交界线处，
方案：
取B型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
则取小带轮d1=140mm
d2=n1·
d1·
（1-ε）/n2=i·
（1-ε）
=2.5×
140×
（1-0.02）=343mm
由表9-2取d2=343mm（虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许）
带速验算：
V=n1·
π/（1000×
60）
=1460×
140·
60）=10.7m/s
介于5~25m/s范围内，故合适
确定带长和中心距a：
0.7·
（d1+d2）≤a0≤2·
（d1+d2）
0.7×
（140+343）≤a0≤2×
（140+343）
338.1≤a0≤966
初定中心距a0=500，则带长为
L0=2·
a0+π·
（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·
a0）
=2×
500+π·
（140+343）/2+（343-140）2/（4×
500）=1779.3mm
由表9-3选用Ld=1600mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1779.3）/2=410.35mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（d2-d1）×
57.3/a
=180-（343-140）×
57.3/410.35=151.65>
120合适
确定带的根数
Z=PC/（（P0+△P0）·
Kα·
KL）
=18/（（2.83+0.46）×
0.93×
0.92）=6.39
故取7根B型V带
计算轴上的压力
由书9-18的初拉力公式有
F0=500·
PC·
（2.5/Kα-1）/z·
c+q·
v2
=500×
18×
（2.5/0.93-1）/（7×
10.7）+0.17×
10.72=222.31N
由课本9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·
z·
F0·
sin（α/2）
=2×
7×
222.31×
sin（151.65/2）=1477.91N
带轮示意图如下：
六、齿轮传动的设计：
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
（1）、初选主要参数
Z1=20，u=3.5Z2=Z1·
u=20×
3.5=70
查P180图8.52P182图8.54得
σHlim1=575MPaσHlim2=560Mpa
σFlim1=250MPaσFlim2=225Mpa
[σH]1=0.9σHlim1=0.9×
575MPa＝517.5MPa
[σH]2=0.9σHlim2=0.9×
560MPa＝504.0MPa
[σF]1=1.4σFlim1=1.4×
250MPa＝350.0MPa
[σF]2=1.4σFlim2=1.4×
225MPa＝315.0MPa
（2）按接触强度设计。
圆柱齿轮分度圆直径
d1≥CmAd
取[σH]=[σH]2=504.0MPa
小齿轮名义转矩T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
13.29/584
=217×
103N·
mm=217N·
查P180表8-15表8-14得Ad=12.6Cm=1取ψb=0.8，
由于原动机为电动机，中等冲击,选8级精度。
荷载系数选K=1.5。
（3）计算小齿轮分度圆直径
=d1=97.28
确定模数
由公式m=d1/z1=97.28/20=4.864
查P144表8-1取标准模数值m=5
确定中心距
a=m（z1+z2）/2=5（20+70）/2=225mm
计算齿宽b=ψda=0.8×
225=180（mm）
ha=m=5
d=mz=100
p=5π
hf=1.25m=6.25
db=d·
cosɑ
s=5π/2
h=2.25m=11.25
da=d+2ha=110
e=5π/2
c=0.25m=1.25
df=87.5
u=225
取b1=185mmb2=b=180
计算零件尺寸
（4）校核弯曲强度
由课本P180表8.15表8.16查的YFS1=4.38,YFS2=3.88,Cm=1，Am=12.6带入式课本（8-62）
=27.19<
［σF1］
=24.08<
［σF2］
故满足齿根弯曲疲劳强度要求
七轴的设计
输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖
7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=12.89KW
转速为nⅡ=128.04r/min
根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ55mm，根据计算转矩TC=KA×
TⅡ=1.2×
920.43=1104.52Nm，查标准GB5014—85，选用HL4弹性联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ62mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15mm，故取该段长为L2=58mm
右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6213型轴承，其尺寸为d×
B=65×
120×
23，那么该段的直径为Φ65mm，长度为L3=45
右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为350mm，则第四段的直径取Φ70mm,齿轮宽为b=180mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=178mm
右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ80mm,长度取L5=15mm
右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ65mm，长度L6=50mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
大齿轮分度圆直径：
d1=350mm
作用在齿轮上的转矩为：
T1=9.02×
105N·
mm
求圆周力：
Ft=2T2/d2=2×
9.02×
105/350=5154.29N
求径向力Fr=Ft·
tanα=5154.29×
tan200=1876N
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=2577N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×
121/242=938N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=RA×
121=311.84Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×
76=133.5Nm
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T=9.55×
103×
P2/n2
=9.55×
12.89/128.04=961.41N·
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知M’’C2=655.75Nm,σb=650Mpa
［σ-1］=60Mpa
则：
σe=M’’C2/W=M’’C2/（0.1·
D43）
=655.75×
1000/（0.1×
703）=19.12Nm<
［σ-1］
右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·
D13）
=576.85×
553）=34.67Nm<
所以确定的尺寸是安全的。
以上计算所需的图如下：
绘制轴的工艺图（见图纸）
八．联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×
TⅡ=1.3×
920.43=1196.55Nm，
其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n，查标准GB/T5014—85，选用HL4型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm,许用转速[n]=4000r/m,
故符合要求。
九．滚动轴承设计
根据条件，轴承预计寿命
h=6×
20×
16=23040小时
输出轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1876N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值
（3）选择轴承型号
查手册P162表17-4，选择6213轴承Cr=44.0KN
由课本P230式11-1有
∴预期寿命足够
∴此轴承合格
十、设计小结
机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。
（1）通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。
（2）学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。
（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。
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