《机械设计基础》课程设计.docx
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《机械设计基础》课程设计
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………...…………………3
二、电动机的选择………………………...…………………….4
三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比……...…….6
四、传动装置的运动和动力设计……………………..………..7
五、普通V带的设计……………..……………………….…….7
六、齿轮传动的设计………………………….…………….…..9
七、轴的设计……….……………………….…………...….…..15
八、滚动轴承设计…....…………………….………………….28
九、花键和联轴器的选择与校核……………………………29
十、减速器的润滑设计…………..……………………………31
十一、箱体结构设计…………………………………………...32
十二.参考文献…….…………………………….……….………35
设计题目：
V带——单级直齿圆柱齿轮减速器
机械系模具072
设计者：
李洪桂
学号：
0704010223
指导教师：
李艳
一、设计课题：
设计某厂带式运输机的传动装置中的一级直齿圆柱齿轮减速器。
原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击，工作时间5年，每年按300天计两班制工作（每班8小时）。
原始数据
编号
06
运输带传递的有效圆周力F
（N）
2000
运输带速度V
（m/s）
0.9
卷筒直径D
（mm）
300
设计人员
（对应学号）
李洪桂0704010223
设计任务要求：
1.减速器装配图一张（0号图纸）
2.零件工作图若干张（3号图纸一张和4号图纸两张）
设计计算说明书一分
第三组：
设计一级圆柱齿轮减速器和一级带传动
１、工作条件：
使用年限５年，工作为两班工作制，有轻微冲击。
２、原始数据：
滚筒圆周力F=2000N；
带速V=0.9m/s；
滚筒直径D=300mm；
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.轮减速
4.联轴器5.传动卷筒6.运输带
设计计算内容
一、减数器的结构性能介绍
电动机的设计
计算及说明
1、结构形式
电动机类型和结构的选择：
减数器在常温下工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，同时齿轮单向传动有轻微冲击，故选择Y全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源380V，结构形式为卧式电动机。
2、电动机选择
电动机容量选择：
（1）电动机所需工作功率为：
ＰＷ＝ＦV/1000（KW）
式中F=2000N,V=0.9m/s，工作所需得功率Pw=2000×0.9/2000=1.8kw
（2）由电动机至运输带的传动总效率为：
η=η１×η２３×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=0.99，η3=0.97，η4=0.99，η5=0.96
则：
η=0.96×0.99３×0.97×0.99×0.96
=0.86
（3）电机所需的工作功率：
Ｐｄ＝Pw/η总＝1.8kw/0.86=2.1kw
查表13―1，选电动机额定功率为2.2kw
（4）确定电动机转速
卷筒工作转速为：
nw＝60×1000/（π·D）
＝（60×1000）/（3.14×300）
＝57.3r/min
按表12―6推荐的传动比合理范围，取Ｖ带传动的传动比i'1=2~4；取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i'2=3~6，则总传动比合理范围为i'a=6~24。
故电动机转速的可选范为
n'd＝i'a·nw
＝（6~24）×57.3
＝344~1375r/min
则符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min两种，可查两种方案：
计算结果
二、V带型及带轮得设计计算
三、齿轮传动的设计计算
四、轴的设计
方案
电动机型号
额定功率/kw
电动机转速/（r·min-1）
同步转速
满载转速
1
Y112M-6
2.2
1000
940
2
Y132S-8
2.2
750
710
综合考虑，选第一种方案。
因此选定电动机型号为Y112M-6，其主要性能：
电动
机型号
额定功率/kw
同步转速/（r·min-1）
满载转速/（r·min-1）
Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.0
Y112M-6电动机主要外型和安装尺寸：
中心高
H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
安装尺寸
A×B
轴伸尺寸
D×E
平键尺寸
F×G
112
400×305×265
190×140
28×60
8×24
3、传动比的计算和分配
1、传动系统的总传动比：
ia=n/nw=940/57.3=16.4
2、分配传动系统的传动比
ia=i0·i
式中i0·i—带传动和减数器得传动比
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=4，则减数器传动比
i=ia/i0=16.4/4=4.1
所得减数器传动比值符合一般一级展开式圆柱齿轮减数器传动比得常用范围。
3、传动比的计算和分配
1、各轴段输入功率：
电动机轴：
p0=ped=2.2KW
I轴：
Pi=Ped·η１=2.2×0.96=2.11KW
II轴:
Pii=Pi·η2η3=2.11×0.9×0.97=2.03kw
卷筒轴：
Piii=Pii•η2•η4=2.03×0.99×0.99=1.99kw
2、各轴的转速
I轴：
ni=nm/i0=940/4=235r/min
II轴：
nii=nI/i=23.5/4.1=57.32r/min
卷筒轴:
nIII=nII=57.32r/min
3、各轴得转矩：
电动机轴：
To=9550•P0/n0=9500×2.2/940=22.35N•m
I轴：
Ti=9500•Pi/nI=9500×2.11/23.5=85.75N•m
II轴：
Tii=9500•PII/nII=9500×2.03/57.32=338.22N•m
卷筒轴：
Tiii=9500•PIII/nIII=9550×1.99/57.32=331.55N•m
将机械传动系统运动和动力参数得计算数值列表：
计算项目
电动机轴
I轴
II轴
卷筒轴
功率（kw）
2.2kw
2.11kw
2.02kw
1.98kw
转速（r/min）
940
235
57.32
5732
传动比
4
4.1
1
效率
0.96
0.97
0.96
1、确定设计功率
由式（14-13）Pd=KAP
查表（14-12），取工作情况系数KA=1.2
Pd=1.2×2.2=2.64kw
2/选V带型号
根据Pd和n1查图14-7，选A型普通V带
由表14-8，取小带轮基准直径dd1=100mm
3、确定带轮直径
传动比i=4
大带轮基准直径dd2=idd1=4×100=400mm
实际传动比i=dd2/dd1=400/100=4
从动轮轮速n2=n1/i=940/4=235r/min
4、验算带速
转速误差：
△n2=|（235-235）/235×100%|=0%<0.5
由式（14-9）V=πdd1n1/60×1000=5m/s合适
5.确定带的基准长度和传动中心矩
由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）初定中心距a0=500
由（14-14）式，带得基准长度
Ld0=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）2/4a0
=2×500+π/2（100+400）+（400-100）2/4×500=1830mm
查图14-3取Ld=1800mm
6.验算小带的轮角
由式（14-16）,实际中心矩
a=a0+（Ld1-Ld0）/2=500+（1800-1830）/2=485mm
由式（14-6）,α1=180°-60°（dd2-dd1）/a
=180-60（400-100）/485=142.9°>120°合适
7.计算带的根数
由式（14-18）,Z=Pd/（（P1+△P1）·KL·Kα
由dｄ1=100nm=940r/min,查表14-8,Ｐ1=0.97
由i=4nm=940r/min,,查表14-9,△P1=0.11
由a1=142.9°查表14-13,Kα=0.90
由表14-14,由Ld=1800mm,得KL=1.01
Z=Pd/（（P1+△P1）·KL·Kα）
=2.64/（0.97+0.11）·0.90×1.01=2.69
故取3根A型V带
8.计算初拉力
由式（14-19）F0=500×（2.5-Ka）Pd/Kazv+qv2
查表14-4,A型带,q=0.10kg/m
9.计算对轴的压力
F0=500×（2.5-0.90）×2.64/0.9×3×5+0.1×52=158.94N
由式（14-20）,
FQ=2Fsinα1/2=2×3×158.94×sin142.9°/2=904.1N
计算带轮轮宽查表14-6
B=（Z-1）e+2f=（3-1）×15+18=48
1、齿轮得选取材料
由于齿轮无特殊要求，因此所设计得齿轮可选用便于制造和价格便宜得材料，设计得机器速度不高，故大、小齿轮都选都选用齿轮选用45号钢减速器功率较小，故选用软齿面。
小齿轮调质处理，齿面硬度为250~255HBS；大齿轮用45号钢正火处理，齿面硬度为244~248HBS。
（查表11-1）
2、齿轮得精度要求
齿轮精度初选8级（查表11-3）。
3、大小齿轮得设计计算得数值
（1）大小齿轮的硬度都小350HBS，因而先按齿面接触强度条件进行设计，再用轮齿弯曲强度进行校核
（2）对齿轮进行设计
由设计计算公式进行计算，即
（3）确定公式内的各计算数值：
①初步选定齿轮参数
z1=30
z2=iz1=4.1×30=123
ψd=1.0（查表11-7）
②计算小齿轮名义转矩
T1=9550pi/n1=9550×2.11/235=8600000N·mm
T2=9550pii/nii=9550×2.03/57.32=338200N·mm
③计算载荷系数K
KA=1（查表11-4）
初估v'=2m/s，v'z1/100=2×30/100=0.6
Kv=1.11[查图11-5（a）]
Kα=1.17（查图11-6）
Kβ=1.07（查图11-7）
K=KAKvKαKβ=1×1.11×1.17×1.07=1.4
④确定材料弹性系数
ZE=189.8（查表11-5）
⑤确定节点区域系数
ZH=2.5（查图11-8）
⑥确定重合度系数
⑦计算接触疲劳许用应力，初估小齿轮分度圆直径
由图11-10（a），σHlim1=620MPa,σHlim2=600MPa
有图11-11σFlin1=248MPa，σFlin2=230MPa
由表11-6，SH=1，
[σH1]=σHlim1/SH=620/1=620MPa
[σH2]=σHlim2/SH=600/1=600MPa
取最小值
⑧确定齿数和齿轮其他参数
m=d1/z1=52.14/30=1.74
m选标准值，取m=2
则z1=d1/m=52.14/2=26.07取z1=27
z2=iz1=4.1×27=110.7取z2=111
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
①两齿轮的分度圆直径
d1=mz1=2×27=54mm
d2=mz2=2×111
=222mm
②两齿轮齿宽
b2=ψd·d1=1×54=54mm
b1=b2+（5~10）=59~64mm，取64mm
实际传动比:
i=111/27=4.1
△i=（i-i′）/i=0
③确定复合齿形系数
由图11-9，YFS=4.08，
④计算重合度系数
Yε=0.25+0.75/
=0.25+0.75/1.75
=0.68
⑤计算齿根弯曲强度
⑥计算齿轮许用弯曲应力
由图11-11（a），σFlim1=230MPa,σFlim1=210MPa
由表11-6，SF=1
由图11-12，rx=1.0
[σF1]=σFlinrx/SF=248MPa
[σF2]=σFlin2rx/SF=230MPa取[σF]=230MPa
[σF2]∠[σF]安全
⑦计算齿轮传动的中心距
a=m/2（z1+z2）=2/2（27+111）=138mm
⑧计算齿轮的实际圆周速度
对照表11-3可知齿轮选8级精度是合适的；且由于
与
所选Kv值差距不大，对K影响很小，故无需修正以上计算。
⑨齿轮得几何计算：
ha*=1·c*=0.25
齿顶圆得压力角：
a=20°
齿顶高:
ha*=ha*m=1×2=2
齿根高:
hf=（ha*+c*）m+（1+0.25）×2=2.5
齿高:
h=ha*+hf=4.5
齿距:
p=π·m=6.28
齿厚:
S=π·m/2=3.14
齿槽宽:
E=π·m/2=3.14
顶隙:
C=c*·m=0.5
分度圆:
d1=z1·m=27×2=54
d2=z2·m=111×2=222
齿跟圆直径:
df1=d1-2.5m=49
Df2=d2-2.5m=217
齿顶圆直径:
da1=d1+2mha*=58
da2+2mha*=226
基圆直径：
db1=z1·mcosａ=27×2×0.94=50.76
db2=z2·mcosａ=111×2×0.94=208.68
重合度:
Y∑=0.68
<一>高速轴的设计
1、选择轴的材料，确定许用应力，
普通用途，中小功率减速器，选用45号钢正火处理。
查表15-2，取σb=600MPa，由表15-7得：
[σ-1]b=55MPa
2、按扭转强度，初估轴得最小直径：
由表15-5查得：
A=110，按（15-2）式得
d≥A
=22.86mm
3、确定齿轮得初步设计
根据齿轮和轴承得润滑计算齿轮圆周速度：
V=πdnn/60×1000=0.66m/s
齿轮润滑采用油浴润滑，轴承采用脂润滑。
4、轴承得初步设计
根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴系结构草图，见下列图。
直齿轮传动有周向力。
采用深沟球轴承，采用凸缘轴承盖，实现轴系两端单向固定。
带轮右端用轴肩定位和固定，左端用轴端挡圈固定。
依靠C型普通平键链接实现轴向固定。
齿轮右端由轴环定位固定，左端由套筒固定，用A型普通平键链接实现周向固定。
为防止润滑脂流失，采用挡油板内部密封。
绘图是，结合尺寸得确定，首先画出齿轮轮廓位置，然后考虑齿轮断面到箱体内壁得距离△2确定箱体内壁得位置，选择轴承并确定轴承位置。
根据分箱面螺栓链接得布置，设计轴得外伸部分。
p0=2.2KW
Pi=2.03kw
Piii=1.99kw
ni=235r/min
nii=57.32r/min
nIII=57.32r/min
To=22.35N•m
Ti=85.75N•m
Tii=338.22N•m
Tiii=331.55N•m
Pd=2.64kw
A型
dd1=100mdd2=400mm
i=4
n1=940r/min
n2=235r/min
允许
V=5m/s合适
取Ld0=1800mm
a=485mm
a1=142.9°
Z=3根
F0=158.9N
FQ=905.7N
大小齿轮选用45号钢
8级
k=1.4
ZE=189.8ZH=2.5
Hlim1=620MPa
Hlim2=600MPa
Flin1=248MPa
Flin2=230MPa
[σH1]=620MPa
[σH2]=600MPa
d1=52.14mm
m=2
d1=54mm
d2=222mm
b1=64mm
b2=54mm
z1=27
z2=111
i=4.1
a=138
V=0.66m/s
高速轴的概略设计
轴系结构草图
（1）按扭转强度，初估轴的最小直径
由表15-5查得A=110
（2）尺寸的确定
（3）确定轴各段直径和长度
Ⅰ轴轴身安装大带轮，由于带轮与轴通过键
联接，则轴应该增加5%，取d1=30mm。
轴段长L1=45mm
右起第二段，起定位固定作用，故该段的直径取Φ38mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取该段长为L2=60mm
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6208型轴承，其尺寸为d×D×B=40×80×18，那么该段的直径为Φ40mm，长度为L3=18mm
右起第四段，该段装有齿轮，与齿轮孔径相配合，为了便于装配按标准直径系列取第四段直径为Φ53mm因为齿轮宽b2=54mm为了保证定位的可靠性，取轴段长L4=52mm
右起第五段，考虑相邻轴段的直径，该轴可设计成齿轮轴，齿根圆直径为Φ49mm,该段长度取L5=b1=64mm
右起第六段，考虑轴承的轴向定位，定为轴肩，故取该段直径为Φ48mm。
长度L6=18mm
7、右起第七段，该段为装有滚动轴承且为6208型号轴承，故该段直径为Φ40mm，长度L7=17mm
（4）其他尺寸的确定作
其他轴段的长度与箱体等设计有关，可由齿轮开始向两侧逐步确定。
齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2，取Δ2=18mm；轴承端面与箱体内壁的距离Δ3，取Δ3=5mm；两轴承中心间的跨距L=100mm。
（5）轴的强度校核
①计算齿轮受力
分度圆直径d1=mz/cosβ=54mm
转矩T=9550×1000·pi/ni=85747N·mm
齿轮切向力Ft=2T/d=2×85747/54=3175.8N
齿轮径向力Fr=Fttanα/cosβ
=3175.8×tan20°/cos0°=1155.9N
齿轮轴向力Fa=Fttanβ=3175.8×tan0°=0
②绘制Ⅰ轴的受力简图[图（a）]
③计算支承反力[图（b）（d）]
水平平面FHⅠ=FH2=Ft/2=3175.8/2=1587.9N
垂直平面FVⅠ=（Fr×L/2+Fa×d/2）/120=577.95N
FVⅡ=Fr-FVⅠ=1155.9-577.95=577.95N
FVⅠ=FVⅡ
④绘制弯矩图
水平平面弯矩图[图（c）]
B截面MHb=FHⅠ×60=1587.9×60
=95274N·mm
垂直平面弯矩图[图（e）]
M′Vb=M″Vb=FVⅠ×60=577.95×60
=34677N·mm
水平平面弯矩图:
（e）
MHb=60FH1=60×1587.9=95274N·mm
合成弯矩图[图（f）]
⑤绘制转矩图[图（g）]
T=85747N·mm
⑥绘制当量弯矩图[图（f）]
单向运转，转矩为脉动循环，α=0.6
αT=0.6×85747=51448.2N·mm
b截面
=113695N·mm
a截面和Ⅰ截面
Mea=MeⅠ=αT=51448.2N·mm
⑦分别校核a和b截面
考虑键槽da=105%×21=22.05mm，db=105%×27.4=28.77mm。
实际直径分别为30mm和49mm,强度足够，所选轴承和键连接等经计算后寿命和强度均能满足，故该轴端结构设计无需修改。
d1=30mm
d2=38mm
d3=40mm
d4=48mm
d5=49mm
d6=48mm
d7=40mm
L1=45mm
L2=60mm
L3=20mm
L4=18mm
L5=64mm
L6=18mm
L7=17mm
1.低速轴的概略设计
Ⅱ轴轴系结构草图
（1）按扭转强度，初估轴的最小直径
普通用途中小功率减速器选用45号钢调制处理，查表15-2取σb=650MPa由表15-7得【σT】b=60MPa
（2）联轴器的选择
Ⅱ轴轴身安装联轴器，考虑补偿轴端可能位移，选用弹性柱销联轴器。
由n和转矩Tc=KT=1.4×9550×1000·pii/nii=473.5N·m查GBT5014-1985选用HL3弹性柱销联轴器。
（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Φ40mm，选用HL3型弹性柱销联轴器，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Φ46mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，故取该段长为L2=60mm
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6210型轴承，其尺寸为d×D×B=50×90×20，那么该段的直径为Φ50mm，长度为L3=45mm
右起第四段，该段装有齿轮，与齿轮孔径相配合，为了便于装配按标准直径系列取第四段直径为Φ53mm因为齿轮宽b2=54mm为了保证定位的可靠性，取轴段长L4=52mm
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=Φ60mm,长度取L5=10mm
右起第六段，考虑轴承的轴向定位，定为轴肩，故取该段直径为Φ57mm。
长度L6=13mm
7、右起第七段，该段为装有滚动轴承且为6210型号轴承，故该段直径为Φ50mm，长度为L7=21mm
（4）其他尺寸的确定作
其他轴段的长度与箱体等设计有关，可由齿轮开始向两侧逐步确定。
齿轮端面与箱体内壁的距离Δ2，取Δ2=18mm；轴承端面与箱体内壁的距离Δ3，取Δ3=5mm；两轴承中心间的跨距L=100mm。
（5）Ⅱ轴的强度校核
①计算齿轮受力
分度圆直径d1=222mm
转矩Tc=473500N·mm
齿轮切向力Ft=2T/d=2×473500/222=4265.8N
齿轮径向力Fr=Fttanα/cosβ
=4265.8×0.36
=1535.7N
齿轮轴向力Fa=Fttanβ=3032×tan0°=0
②绘制Ⅱ轴的受力简图[图（a）]
③计算支承反力[图（b）（d）]
d1=40mm
d2=46mm
d3=50mm
d4=53mm
d5=60mm
d6=57mm
d7=50mm
L1=82mm
L2=60mm
L3=45mm
L4=52mm
L5=10mm
L6=13mm
L7=21mm
水平平面FHⅠ=FHⅡ=Ft/2=4265.8/2=2132.9N
垂直平面FVⅠ=FVⅡ=（Fr×L/2+Fa×d/2）/L
=（1535.7×50+0）/100
=767.85N
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