机械设计课程设计说明书Word文件下载.docx
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1000×
1.5/π×
240
=119.43r/min
三、计算总传动比及分配各级的传动比
根据《机械设计手册》查得取V带传动比i带=3，单级圆柱齿轮传动比范围i<
6。
1、总传动比：
i总=n满/n2=1400/119.43=11.72
2、分配各级传动比
（1）取i带=3
（2）由i总=i齿×
i带
得i齿=i总/i带=11.72／3=3.91
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
n1=n满/i带=1400/3=466.67（r/min）
n2=n1/i齿=466.67/3.91=119.35（r/min）
滚筒nw=n2=466.67/3.91=119.35（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P1=Pd×
η带×
η联轴器=1.165×
0.95×
0.99=1.10KW
P2=P1×
η轴承×
η齿轮=1.10×
0.99×
0.97=1.05KW
3、计算各轴转矩
Td=9550Pd/n满=9550×
1.10/1400=7.95N•m
T1=9550p1/n1=9550×
1.10/466.67=22.51N•m
T2=9550p2/n2=9550×
1.05/119.35=84.02N•m
第二部分V带设计
皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V型带
由《机械设计》P156表8-7得：
kA=1.2P=Pd=1.165KW
Pc=kA|•P=1.2×
1.165=1.398KW
据Pc=1.398KW和n1=466.67r/min
由《机械设计》P157图8-11得：
选用Z型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由《机械设计》P157表8-8，取dd1=80mm>
dmin=50
dd2=i带dd1（1-ε）=3×
80×
（1-0.02）=235.2mm
由《机械设计》P157表8-8，取dd2=250
带速V：
V=πdd1n满60×
1000
=π×
1400/60×
=5.86m/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=400mm
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）^2/4a0
=2×
400+3.14（80+250）+（250-80）^2/4×
400
=1336.2mm
根据《机械设计》P146表8-2选取相近的Ld=1400mm
确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1400-1336.2）/2
=432mm
（4）验算小带轮包角
α1=180º
-57.3º
×
（dd2-dd1）/a
=180º
×
（250-80）/432
=157.45º
>
120º
（适用）
（5）确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据《机械设计》P152表8-4a得P0=0.34KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i据《机械设计》P153表8-4b得△P0=0.03KW
查《机械设计》P146表8-2得KL=1.14；
查《机械设计》表8-5得Kα=0.94
Z=Pc/[（P0+△P0）Kα•KL]
=1.398/[（0.34+0.03）×
0.94×
1.14]
=3.53（取4根）
（6）计算轴上压力
由《机械设计》P149表8-3查得q=0.06kg/m，
单根V带的初拉力：
F0=500（2.5－Kα）Pc／﹙Kα•Z•V﹚＋q（V^2）
=500×
﹙2.5－0.94﹚×
1.398/﹙0.94×
4×
5.86﹚+0.06×
﹙5.86﹚^2
=51.55N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2•Z•F0•sin（α1/2）=2×
51.55sin（157.45º
/2）
=404.44N
第三部分各齿轮的设计计算
齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料、热处理与精度等级：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45号钢，调质，齿面硬度236HBS；
大齿轮材料也为45号钢，正火处理，硬度为190HBS；
运输机是一般机器，速度不高，因此选用8级精度。
（2）转矩T1：
T1=9550×
P1/n1=9550×
1.10/466.67=22.51N•m
（3）选载荷系数k:
取k=1×
1.04×
1×
1.45=1.508
（4）选齿宽系数φd：
由《机械设计》P205表10-7知φd=0.9-1.4，取φd=1.0
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=σHlim•ZN/SHmin
由《机械设计手册》查得σHlim1=580MpaσHlim2=530MPa
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×
466.67×
10×
365×
16=1.64x10^9
N2=N/i=1.64x10^9/3.91=4.2×
10^8
查《机械设计》P207图10-19得ZN1=ZN2=1
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH1]=σHlim1•ZN1／SHlim=580×
1／1=580MPa
[σH2]=σHlim2•ZN2／SHlim=530×
1／1=530MPa
故得：
D1≥[（2kT1／φd）•﹙μ+1﹚／μ•（ZH•ZE／[σH2]﹚×
1000]^1/3
=40.88mm
（6）中心距：
a=D1×
﹙1+μ﹚／2=100.37mm
模数：
m=﹙0.007~0.02﹚×
100.37=0.71~2
由《机械设计手册》查得m=1.5
齿数：
Z1=D1／m=40.88／1.5=27.25取Z1=28
Z2=μZ1=3.91×
27.25=106.55取Z2=108
实际传动比：
μ=Z2／Z1=108／28=3.86
Δμ=﹙3.86-3.91﹚／3.86=0.013﹙误差允许﹚
分度圆直径：
D1=m•Z1=1.5×
28=42mm
D2=m•Z2=1.5×
108=162mm
齿宽：
B2=φd•d1=42mm
B1=B2+﹙5~10﹚=﹙47~52﹚mm取B1=50mm
（7）校核齿根弯曲疲劳强度
由《机械设计手册》查得σFlim1=215MPaσFlim2=200MPaSFlim=1.3
复合齿形因数YFS由《机械设计》P200表10-5得：
YFS1=YFa1×
YSa1=2.72×
1.57=4.27
YFS2=YFa2×
YSa2=2.21×
1.775=3.92（8）许用弯曲应力[σF]
根据课本[1]P116：
查《机械设计》P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数YN：
YN1=YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：
按一般可靠性要求，取SFmin=1.3
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]=σFlim1YN1/SFlim=215×
1/1.3=165.38MPa
[σF2]=σFlim2YN2/SFlim=200×
1/1.3=153.85MPa
校核计算
σF1=2kT1YFS1/φdm^3D1=109.56MPa<
[σF1]
σF2=2kT1YFS2/φdm^3D1=100.578MPa<
[σF2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心矩a
a=（D1+D2）/2=（42+162）/2=1102mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1D1/60×
1000=3.14×
42/60×
1000=1.026m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
第四部分轴的设计
轴的设计计算
一、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。
由《机械设计》P362表15-1得：
σb=640Mpa,σs=355MPa,查[2]表13-6可知：
[σb+1]=260MPa
[σ-1]=60Mpa，[τ]=30~40MPa
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，
输出端轴径应最小，最小直径为：
d0≥A﹙P2／n2﹚^﹙1／3﹚
查《机械设计手册》得，45钢A=118~107,取A=110
则d0≥110×
（1.05/119.35）^（1/3）mm=22.71mm
考虑键槽的影响d=d0（1+5%）以及联轴器孔径系列标准，取d=25mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9550P2/n2=9550×
齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×
84.02/162=1.04KN
径向力：
Fr=Ft•tan20º
=1.04×
tan20º
=0.38KN
4、联轴器和轴承的选择
（1）、联轴器的选择
可采用弹性套柱联轴器，查《机械设计手册》得联轴器的型号为LT5联轴器：
25×
62
（2）选择轴承型号：
由《机械设计手册》初选深沟球轴承,代号为6407,查手册可得:
轴承宽度B=25,安装尺寸da=44,故轴环直径d5=44mm.
5、从动轴的结构设计
（1）、确定各段轴的直径
将估算轴d=25mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位第二段，取直径为d2=30mm
齿轮和右端轴承从右侧装入，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=35mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=40mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴环定位,且满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定与左端轴承型号与右端轴承相同,取d6=35mm.
（2）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=25mm长度取L1=40mm
II段：
d2=30mm长度取L2=20mm
Ⅲ段：
d3=35mm
初选用6407深沟球轴承，其内径为35mm,
宽度为25mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，齿轮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43mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故Ⅲ段长：
L3=（2+24+25+21）=72mm
Ⅳ段：
d4=40mmL4=B2－2=42-2=40mm
Ⅴ段：
d5=44mm
长度与右面的套筒相同，即L5=24mm
Ⅵ段：
d6=35mm.长度L6=25mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm
6、从动轴的强度校核
（1）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知D1=162mm
②求转矩：
已知T2=84.02N•m
③求圆周力：
Ft=2T2/D2=2×
④求径向力：
Fr=Ft•tanα=1.04×
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
（Ⅰ）绘制轴受力简图（如图a）
（Ⅱ）轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.38/2=0.19KN
FAZ=FBZ=Ft/2=1.04/2=0.52KN
绘制垂直面弯矩图（如图b）
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=0.19×
115÷
2=10.925N•m
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=0.52×
2=29.9N•m
（Ⅲ）绘制合弯矩图（如图d）
Mc=（Mc1^2+Mc2^2）^1/2=（10.925^2+29.9^2）^（1/2）=31.83N•m
（Ⅳ）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9550×
P2/n2=84.02N•m
（Ⅴ）校核危险截面的强度
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，
σca=[Mc^2+（αT）^2]^﹙1／2﹚×
1000∕（0.1d4^3）
=[31.83^2+﹙0.6×
84.02﹚^2]^﹙1／2﹚×
1000／（0.1×
40^3）
=9.32Mpa<
[σ-1]=60MPa
则该轴强度足够。
二、主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
[σ-1]=60MPa，[τ]=30~40MPa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与V带轮相连，
从结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为：
d0≥A﹙P1／n1﹚^﹙1／3﹚
（1.10/466.67）^（1/3）mm=14.64mm
考虑键槽的影响d=d0（1+5%）以及联轴器孔径系列标准，取d=16mm
3、齿轮上作用力的计算
T=9550P1/n1=9550×
1.10/466.67=22.51N•m。
齿轮作用力：
圆周力：
22.51/42N=1.07KN
Fr=Ft•tan200=1.07×
=0.39KN
4、轴的结构设计
将估算轴d=16mm作为外伸端直径d1与V带带轮相配，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位第二段，取直径为d2=20mm
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=25mm，为给轴承定位d4应大于d3。
主动轴为齿轮轴，则d5由小齿轮定，满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定左端轴承型号与右端轴承相同,取d6，d7段安装轴承则d7=25mm.
（2）、选择轴承型号：
由《机械设计手册》初选深沟球轴承,代号为6405查手册可得:
轴承宽度B=15,安装尺寸da=31,故轴环直径d6=d4=31mm.
（3）、确定轴各段直径和长度
d1=16mm长度取L1=35mm
d2=20mm长度取L2=10mm
d3=25mm
初选用6205深沟球轴承，其内径为25mm,
宽度为15mm.考虑箱体壁厚、凸缘厚度和密封盖轴段长，为此取Ⅲ段长：
L3=55mm
d4=31mm为使齿轮对称布置L4=20mm
根据小齿轮宽度知L5=50mm
d6=31mm.为使齿轮对称布置L6=20mm
Ⅶ段：
d7=25mm此段安装轴承则L7=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=105mm
（4）按弯扭复合强度计算:
校核方法同从动轴的校核，经计算知强度满足。
第五部分键的设计、校核
1．根据轴径的尺寸，由<
<
机械设计>
P106表6-1得：
高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：
键5×
5×
18
大齿轮与轴连接的键为：
键12×
8×
32
轴与联轴器的键为：
键8×
7×
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键：
b×
h=5×
5,L=18mm,则Ls=L-b=13mm
挤压强度：
σp=4×
22.51×
1000／（5×
13×
25）MPa=55.3Mpa<
[σp]=100-120MPa
因此挤压强度足够
剪切强度：
στ=2×
25.51×
1000／﹙5×
25﹚MPa=110.6MPa<
[σ]=100-120MPa
因此剪切强度足够
键12×
32和键8×
32根据上面的步骤校核，并且符合要求。
第六部分箱体，箱盖主要尺寸及数据
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×
1.5
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×
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号：
起盖螺钉型号：
GB/T5780M18×
30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉：
GB5783～86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉：
GB5783～86M8×
20,材料Q235
螺栓：
GB5782～86M14×
100，材料Q235
箱体的主要尺寸：
（1）箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×
102+1=3.55mm取z=8mm
（2）箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×
102+1=2.04mm取z1=8mm
（3）箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×
8=12mm
（4）箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×
（5）箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×
8=20mm
（6）地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×
102+12=15.672mm（取df=16mm）
（7）地脚螺钉数目n=4（因为a<
250）
（8）轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×
16=12mm
（9）盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=0.55×
16=8.8mm取d2=9mm
（10）连接螺栓d2的间距L=150~275mm
（11）轴承端盖螺钉径d3=（0.4-0.5）df=0.4×
16=6.4mm取d3=6mm
（12）检查孔盖螺钉d4=（0.3-0.4）df=0.3×
16=4.8mm取d4=6mm
（13）定位销直径d=（0.7-0.8）d2=0.8×
9=7.2mm取d=8mm
（14）df.d1.d2至外箱壁距离C1=16mm
（15）df.d2d3到凸缘边缘距离C2=20mm
（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。
取h凸=15mm
（17）外箱壁至轴承座端面的距离h1=C1＋C2＋（5～10）=41-46取h1=43mm
（18）齿轮顶圆与内箱壁间的距离：
h2=13-16＞1.2z=9.6mm
（19）齿轮端面与内箱壁间的距离：
h3=10-15mm取h3=12mm
（20）箱盖，箱座肋厚：
m1=15mm,m2=15mm
（21）轴承旁连接螺栓距离：
尽可能靠近，以Md1和Md3互不干涉为准。
第七部分润滑
1.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。
2.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。
3.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。
4.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GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
第八部分课程设计心得
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。
第九部分主要参考资料
[1]《机械设计手册》，化学工业出版社，成大先主编，2010年5月第5版；
[2]《机械设计》，高等教育出版社，濮良贵主编2006年5月第8版
[3]《机械原理》，高等教育出版社，孙恒陈作模葛文杰主编2006年5月第7版
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目：
单级减速器的设计
机械设计制造及其自动化专业08级机械本2班
设计者：
殷晏珍姚传亮于飞李阳
指导教师：
胡文平
目录
设计任务书…………………………………………………2
第一部分传动装置总体设计……………………………4
第二部分V带设计………………………………………6
第三部分各齿轮的设计计算……………………………8
第四部分轴的设计………………………………………10
第五部分键的设计、校核………………………………17
第六部分箱体，箱盖主要尺寸及数据…………………18
第七部分润滑……………………………………………20
第八部分课程设计心得…………………………………20
第九部分主要参考资料…………………………………21
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