机械课程设计汇编.docx
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机械课程设计汇编
一、传动方案的确定
设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器：
（1）原始数据：
运输带工作拉力F=1600N；运输带工作速度V=1.8m/s；卷筒直径D=300mm。
（2）工作条件：
连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
传动方案图如下：
二、电动机的选择
1、选择电动机类型和结构形式
按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率
（1）工作机主轴所需功率
Pw=F·V/1000ηw
=1600×1.8/1000×0.96
=3KW
（2）传动装置的总效率：
η=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.95×0.992×0.98×0.99×0.96
=0.87
（3）电动机所需功率
Pd=Pw/η
=3/0.87
=3.45KW
3、确定电动机转速
工作机的工作转速：
n=60×1000V/πD
=60×1000×1.8/π×300
=114.6r/min
通常，V带传动的传动比常用范围为i带=2-4，单级圆柱齿轮传动比范围i齿=3-5，则合理总传动比的范围为i=i带*i齿=6-20，故电动机转速的可选范围为n’=i*n=（6-20）×114.65=（687.9-2293）（r/min）
符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min。
由表2-4查出有两种适用的电动机型号、如下表：
方案
电动机
型号
额定功率
（KW）
电动机转速
（r/min）
传动装置
传动比
同转
满转
总传动比
带
齿轮
1
Y132M1-6
4
1000
960
8.4
2.8
3
2
Y112M-4
4
1500
1440
12.56
2.99
4.2
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，比较两种方案可知：
方案1因V带传动比适中。
方案1适中。
故选择电动机型号Y132M1-6。
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Y132M1-6。
其主要性能：
额定功率：
4KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
三、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
1、总传动比：
ia=nm/n=960/114.6=8.4
2、分配各级传动比
（1）取i带=2.8
（2）ia=i齿*i带
i齿=ia/i带=8.4/2.8=3
四、传动装置的运动和动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
n1=nm/i带=960/2.8=342.86（r/min）
n2=n1/i齿=342.86/3=114.6（r/min）
n=n2=114.6（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P1=Pd×η带=3.45×0.95=3.28KW
P2=PI×η轴承×η齿轮=3.28×0.99×0.98=3.18KW
3、计算各轴转矩
Td=9550Pd/nm=9550×3.45/960=34.32N•m
T1=9550P1/n1=9550×3.28/342.86=91.36N•m
T2=9550P2/n2=9550×3.18/114.6=265.83N•m
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
查表6得：
kA=1.2P=3.45KW
PC=KAP=1.2×3.45=4.14KW
据PC=4.14KW和nm=960r/min
故查表选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
查表取dd1=100mm>dmin=80mm
dd2=i带*dd1（1-ε）=2.8×100×（1-0.02）=274.4mm
查表取dd2=280mm
故dd1=100mmdd2=280mm
带速V：
V=πdd1*nm/（60×1000）
=π×100×960/（60×1000）
=5.03m/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
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
266≤a0≤760
a0=500mm
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×500+3.14（100+280）/2+（280-100）2/4×500
=1612.8mm
查表选取相近的Ld=1600mm
确定中心距
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1600-1612.8）/2
=493.6mm
（4）验算小带轮包角
α1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a
=180°-57.3°×（280-100）/493.6
=159.1°>120°
（5）确定带的根数
单根V带传递的额定功率。
据dd1和n1，查表得P1=0.97KW，i≠1时单根V带的额定功率增量。
据带型及i查表6得△P1=0.17KW。
查表得Kα=0.96；查表得KL=0.99。
z=PC/[（P1+△P1）KαKL]
=4.15/[（0.97+0.17）×0.96×0.99]
=3.83（取4根）
（6）计算轴上压力
由课表查得q=0.1kg/m，由单根V带的初拉力：
F0=500PC/z·V（2.5/Kα-1）+q·V2
=500×4.15/（4×5.03）×（2.5/0.96-1）+0.10×5.032
=167.97kN
则作用在轴承的压力为：
FQ=2z·F0sin（α1/2）
=2×4×167.97*sin（159.1°/2）
=1321.47N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：
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钢调质，齿面平均硬度240HBS；大齿轮材料为45钢正火，平均硬度为200HBS；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥
确定有关参数如下：
传动比i齿=3
取小齿轮齿数Z1=26，则大齿轮齿数：
Z2=i·Z1=3×26=78
由表取ψd=1,ZH=2.5,ZE=189.8
（3）齿轮转矩
T1=9.55×
=91360N•mm
T2=9.55×
=265830N•mm
（4）载荷系数k：
取k=1.4。
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=[σH]limZN/SHmin：
[σH]lim1=589Mpa[σH]lim2=554Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天16h计算，按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=[σH]lim1ZN1/SHmin=589/1=589Mpa
[σH]2=[σH]lim2ZN2/SHmin=554/1=554Mpa
取较小者
故得：
[σH]=554MPa
模数：
m=d1/Z1=63.02/26=2.42
取标准模数第一数列上的值，即m=2.5
d1=2.5*26=65
d2=2.5*78=195
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
σF1=2KT1·YFS1/b·md1
确定有关参数和系数
齿宽：
b=φdd1=1×55mm=55mm
取b1=60mm，b2=55mm。
（7）复合齿形因数YFs由表得：
YFS1=4.30,YFS2=3.96
（8）许用弯曲应力[σF]
[σF]=[σF]limYN/SFmin
得弯曲疲劳极限[σF]lim应为：
[σF]lim1=443Mpa[σF]lim2=415Mpa
得弯曲疲劳寿命系数YN：
Yfs1=4.30Yfs2=3.96
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin：
按一般可靠性要求，取SFmin=1.4
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]=[σF]lim1*Yfs1/SFmin=316Mpa
[σF2]=[σF]lim2*Yfs2/SFmin=296Mpa
校核计算
σF1=2kT1`YFS1/b1`md1=93.6MPa<[σbb1]
σF2=2kT1`YFS2/b2`md1=92.81MPa<[σbb2]
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=（65+195）/2=130mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1`d1/（60×1000）=3.14×342.86×64/（60×1000）=1.15m/s
因为V＜5m/s，故取8级精度合适。
六、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。
查表可知：
σb=640Mpa，σs=355Mpa，[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=100Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
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，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查表可得，45钢取C=118
则计算得d1≥25.05mm,d2≥35.72mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d1=26mm，d2=36mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×
P/n=57660N·mm
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查表可得联轴器的型号为HL3联轴器：
35×82GB5014-85。
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm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，取第二段直径为d2=40mm,齿轮和左端轴承从左侧装入，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=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定。
右端轴承型号与左端轴承相同,d6=45mm。
（4）、选择轴承型号
初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm。
（5）、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=35mm长度取L1=50mm
II段：
d2=40mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm。
故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
（6）、按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=195mm
②求转矩：
已知T2=198.58N•m
③求圆周力：
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力：
Fr=Ft•tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=48mm
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N，FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N，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=Fay·L/2=0.37×96÷2=17.76N•m
截面C在水平面上弯矩为
MC2=FAZ·L/2=1.01×96÷2=48.48N•m
水平方向剪力图弯矩图：
（3）合弯矩：
MC=（MC12+MC22）1/2=（17.762+48.482）1/2=51.63N•m
（4）转矩：
T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N•m
（5）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[51.632+（0.2×198.58）2]1/2=65.13N•m
（6）校核危险截面C的强度
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa
故该轴强度足够。
（二）主动轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查表可知：
σb=650Mpa，σs=360Mpa，[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa，[σ-1]bb=60Mpa
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，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查表可得，45钢取C=118
则d≥118×（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，
4、确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（1）按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d2=50mm
②求转矩：
已知T=53.26N•m
③求圆周力：
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤两轴承对称，故LA=LB=50mm
（2）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
（3）截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N•m
（4）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N•m
（5）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（192+52.52）1/2
=55.83N•m
（6）计算当量弯矩
查表得α=0.4
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[55.832+（0.4×53.26）2]1/2
=59.74N•m
（7）校核危险截面C的强度
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/（0.1×303）
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
故此轴强度足够
（8）滚动轴承的选择及校核计算
（三）从动轴上的轴承
（1）由初选的轴承的型号为:
6209,
查表可知:
d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN，查表可知极限转速9000r/min
（2）已知nII=121.67（r/min）
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1083N，得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
（3）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=682NFA2=FS2=682N
（4）求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N=0.63
FA2/FR2=682N/1038N=0.63
查表得e=0.68
FA1/FR1y1=0，y2=0
（5）计算当量载荷P1、P2
取fp=1.5，得
P1=fp（x1·FR1+y1·FA1）=1.5×（1×1083+0）=1624N
P2=fp（x2·FR1+y2·FA2）=1.5×（1×1083+0）=1624N
（6）轴承寿命计算
由P1=P2，故取P=1624N，故深沟球轴承ε=3，根据手册得6209型的Cr=31500N
LH=106（ft·Cr/P）·ε/60·n
=106（1×31500/1624）3/60X121.67=998953h>48000h
故预期寿命足够。
（四）主动轴上的轴承
（1）由初选的轴承的型号为:
6206
查表可知:
d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm，基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN，查表可知极限转速13000r/min
根据根据条件，轴承预计寿命
L·h=10×300×16=48000h
（2）已知nI=473.33（r/min）
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1129N，得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
（3）FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N
（4）求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63
由e=0.68
FA1/FR1y1=0，y2=0
（5）计算当量载荷P1、P2
取fp=1.5，得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N
（5）轴承寿命计算
由P1=P2，故取P=1693.5N，深沟球轴承ε=3，根据手册得6206型的Cr=19500N，故
LH=106（ft·Cr/P）·ε/60n
=106（1×19500/1693.5）3/60X473.33=53713h>48000h
故预期寿命足够。
七、键联接的选择及校核计算
1、键的种类选择
根据轴径的尺寸，由表得，高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：
键8×36GB1096-79；
大齿轮与轴连接的键为：
键14×45GB1096-79；
轴与联轴器的键为：
键10×40GB1096-79。
2、键的强度校核
大齿轮与轴上的键：
键14×45GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力：
Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度：
56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够。
剪切强度：
36.60<120MPa=[σF]
因此剪切强度足够。
键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
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M18×1.5
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δ=0.025a+1=0.025×130+1=4.25，取δ=8
（2）箱盖壁厚δ1=0.02a+1=0.02×130+1=3.45，取δ1=8
（3）箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
（4）箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
（5）箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
（6）地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×130+12=16.68（取df=18）
（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=0.75×18=13.5（取d1=14）（9）盖与座连接螺栓直径d2=（0.5-0.6）df=0.55×18=9.9（取d2=10）
（10）连接螺栓d2的间距L=150～200
（11）轴承端盖螺钉直d3=（0.4-0.5）df=0.4×18=7.2（取8）
（12）检查孔盖螺钉d4=（0.3-0.4）df=0.3×18=5.4（取6）
（13）定位销直径d=（0.7-0.8）d2=0.8×10=8
（14）df.d1.d2至外箱壁距离C1
（15）df,d2至凸边缘边距C2
（16）轴承旁凸台半径R1
（17）凸台高度h：
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。
（18）外箱壁至轴承座端面的距离l1=C1＋C2＋（5～8）
（19）齿轮顶圆与内箱壁间的距离：
△1≥δ=8mm
（20）齿轮端面与内箱壁间的距离：
△2≥δ=8mm
（21）箱盖，箱座肋厚：
m1≈0.85δ1=8mm,m≈0.85δ=8mm
（22）轴承端盖外径∶D2=D＋（5～5.5）d3D为轴承外径
（23）轴承旁连接螺栓距离：
尽可能靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S≈D2.
九、润滑与密封
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V<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。
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