机械设计基础课程设计报告书

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：一级圆柱齿轮减速器学院：材料学院班级：冶金 0901学 号：1109090105设计者：夏裕翔指导教师：勇日期：2012 年7 月目录一设计任务书3二传动系统方案的拟定3三电动机的选择3四传动比的分配4五传动系统的运动和动力参数计算5六传动零件的设计计算6七减速器轴的设计11八轴承的选择与校核18九键的选择与校核19十联轴器的选择22十一减速器润滑方式，润滑剂及密封装置22十二箱体结构的设计23十三参考文献26计算及说明结果一、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。2、原始数据输送带轴所需扭矩=1050Nm输送带

2、工作速度=0.8m/s输送带滚筒直径d =380mm减速器设计寿命为8 年（两班制），大修期限四年。3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为 380/220V 。二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：（画方案图）带式输送机由电动机驱动。电动机1 将动力传到带传动2，再由带传动传入一级减速器3，再经联轴器4 将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6 工作。传动系统中采用带传动及一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V 。1、电动机的功

3、率根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率Fv210500.80.384.42KWPw10001000设： 1联轴器效率 =0.97； 2闭式圆柱齿轮传动效率 =0.99 3V 带传动效率 =0.96 4对轴承效率 =0.99 5输送机滚筒效率 =0.96由电动机至运输带的传动总效率为12 3 4 3 50.970.990.960.9930.960.8588工作机所需电动机总功率Pw4.42Pr5.15KW0.8588由表所列 Y 系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm Pr 条件的电动机额定功率Pm 应取为 5.5KW计算及说明结果2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒

4、的工作转速601000v6010000.8nwd40.23r / min3.14 380额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即3000r / min 、 1500r / min 、 1000r / min 、750r / min 。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、 6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动机则相反。一般来说，如无特殊要求，通常选用同步转速为1500r / min

5、 或 1000r / min 的电动机。选用同步转速为1000r / min 的电动机，对应于额定功率Pm 为5.5KW的电动机型号应为Y132M2-6 型。有关技术算据及相应算得的总传动比为：电动机型号： Y132M2-6额定功率： 5.5KW同步转速： 1000r/min满载转速： 960r/min总传动比： 23.863电动机中心高 H=132mm ，轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为 D=38mm 和 E=80mm 。四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比inm960nw23.86340.23由传动系统方案，分配各级传动比ii1带i 2齿 5 4.7726 23.863五

6、、传动系统的运动和动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三轴，分别为、轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：轴（电动机轴） ：n1nm960r / minP1Pr5.15KWT19550 P195505.1551.23N ?mn1960计算及说明结果轴（减速器高速轴）n2n1960192r / mini15P2P125.150.96 4.944KW1T29550 P295504.944245.91N ? mn2192轴（减速器低速轴）n3n2192i240.23r / min4.7726P3P2234.9440.990.99 4.846KWT39550P395504.8461150.37

7、N ? mn340.23轴（输送机滚筒轴）n4n340.23r / minP4P3344.8460.990.97 4.65KWT49550 P495504.651103.84N ? mn440.23计算及说明结果将计算结果和传动比及传动效率汇总如表11轴号电动机带传动圆柱齿轮工作机传动轴轴轴轴转速n(r/min)96019240.2340.23功率 P5.154.9444.8464.65(kw)转矩 T51.23245.911150.371103.84(Nm)传动比i54.77261传动效率 0.960.98010.9603六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动

8、零件。1、 V 带传动已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩） 、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计计算主要容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、中心距、带的长度、带的根数、初拉力F0 和作用在轴上的载荷FQ。计算功率Pc由表8-3 查得K A =1.2,故PcK A P1.25.5KW6.6KW选取V 带型号根据Pc=6.6KW和小带轮转速n1960r / min,由图8-10 可知，工作点处于B 、C型相邻区之间，可取B 型和C 型分别计算，最后择优选用。现取B 型带。小轮基准直径d d1 和大轮基准直径dd 2计算及说明结果希望结构紧凑，由表6-4 并

9、参考表8-2a，取 dd1 =140mm ，选取0.01，则大轮的基准直径d d 2n1d d 1 (1)960140 (1 0.01)693 mmn2192由表 6-4 取 d d 2 =710mm 。此时从动轮实际转速n29601400.99 r / min187.4r / min710转速误差192187.42.3%5%, 合适187.4验算带速n1 dd 1960140m / s7.0m / s25m / s, 合适v100060100060初定中心距a0因amax2( dd1d d 2 )2(140710)mm1700 mmamin0.7( d d1dd 2 )0.7(140710)

10、 mm595mm先根据结构要求，取a0 =800mm 。初算带的基准长度L 0L02a0(dd1d d 2 )(d d 2dd1 ) 224a02800(710140)(710140)224800mm3036.7mm由表 8-1，选取带的基准长度Ld=3150mm 。实际中心距中心距 a 可调整，则aa0LdL08003150 3036.7 mm857mm22计算及说明结果小带轮包角1 1800dd 2dd 157.30a180071014057.30857141.901200 ，能满足要求。单根 V 带所能传递的功率根据 n1 960r / min 和 dd 1 140mm 查表 8-2a，

11、用插值法求得Po=2.1KW 。单根 V 带传递功率的增量P0已知 B 型 V 带，小带轮转速 n1960r / min ，传动比in1dd 27105.1n2dd1140查表 8-2b 得：P0 =0.29KW 。? 计算 V 带的根数zPc(P0P0)K KL由表 8-5 查得 K =0.90；由表 8-6 查得 K L=1.07，故z6.62.870.29)0.90( 2.11.07取 z=3 根。所采用的V 带为 B-3150 × 3? 作用在带轮轴上的力由式（ 8-17）求单根 V 带的紧力500Pc2.51)qv2NF0zv(K查表 8-8 得 q0.17Kg / m,故

12、F05006.6( 2.51)0.177.02N287.7N37.00.9计算及说明结果所以作用在轴上的力为F 2zF0 sin12141.901631.7N23 287.7 sin22、齿轮的设计 齿根弯曲强度计算 确定作用在小齿轮上的转矩T1T1245.91N ? m245.91103 N ? mm 选择齿轮材料、确定许用弯曲应力，根据工作要求，采用齿面硬度 350HBS 。小齿轮选用合金钢，渗碳淬火为60HRC ；大齿轮选用碳素钢，表面淬火50HRC 。大齿轮【】=23HRC=1380 MPaH1小齿轮【】 =500+11HRC= 1050MPaH2 选择齿宽系数a ：查书 P185得a

13、 =0.4 。 确定载荷系数K ：查书 P183得 K=1.8 计算中心距 aa48(i 1)3KT12iaH48(4.77261)31.8245.911034.77260.42 mm1050164.8mm 选择齿数并确定模数取 z118,则 z2iz14.7726 18 86m2az22 164.8 mm3.17 mmz11886取标准模数（表9-1）， m4mm 齿轮几何尺寸计算小齿轮分度圆直径及齿顶圆直径d1mz1418mm72mm计算及说明结果da 1d12m(7224) mm80mm大齿轮分度圆直径及齿顶圆直径d2mz2486mm344mmda 2d22m(34424)mm352mm

14、中心距d1 d272 352amm 212mm22大齿轮宽度b2a ? a0.421284.8mm小齿轮宽度因小齿轮齿面硬度高，为补偿装配误差，避免工作时在大齿轮齿面上造成压痕，一般b1 比 b2 宽些，取b1 b25 89.8mm 确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度d1n13.1472192v60000m / s 0.72m / s60000根据工作要求及圆周速度，由书P172 表 9-3 选用 8 级精度。 轮齿接触强度验算 确定许用接触应力根据表 9-5 查得【】 =500-11HRC=1050MPaH1【】 =1423HRC=1380 MPaH2 验算弯曲应力335KT1 (i1) 3Hb

15、iaH1=969.4Mpa【】H1H2=467.8Mpa【】 ，安全。H2计算及说明七、减速器轴的设计1、减速器高速轴的设计（ 1）轴的材料及热处理：选用 45 钢，正火处理， 由书 P259 表 12-1 得：毛坯直径 100mm，硬度 241HBS,抗拉强度 B600 MPa,屈服强度s 355 MPa,弯曲疲劳极限1 275 MPa（ 2）初算轴的最小直径 dmin ，并进行初步结构设计：由书 P261 表 12-2 查得 C=118107。dC 3 P(107 118) 34.7726 mmn19231.2 34.4mm取dmin =32mm ， ,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处

16、是V带轮）标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03× 32mm=32.96mm，取 d=33mm。（ 3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定A 外伸端（与 V 带轮相连）：取最小直径d1 =40mm；B V 带轮定位轴肩高 H=0.08 d=3.2mm,故d2= d +2H=46.4mm ；11C安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3 =50mm ；D 要固定齿轮，需要安装一个套筒，取径d 4d3 50mm ，外径为 60mm；d =d +2=52mm ；E为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径53计算及说明取 60mm。F考虑轴承固定要求，取轴环直径

17、d 6d5 0.18d561.36mm ；G d7d3 50mm 。（ 4）选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册P66 表 6-1 得：轴承代号为6310。 ,基本尺寸 d=50mm,D=110mm ， B=27mm 。安装尺寸 da min60mm, D a max100mm, ras max2mm。基本额定动载荷C r61.8KN ，基本额定静载荷C or38 KN（ 5）轴承盖的设计：带有密封件的轴承盖，轴承外径D=72mm ，取 d 38mm；即 M8d09mm 时， e1.2d39.6mmD 2D (5 5.5)d 3(110 5 8)mm 150mmD 00.5( D2D )0.

18、5(110 150)130mm（ 6）轴各段的长度设计：A. 箱盖壁厚10.02a10.0221215.24mm8mm ，故1取8 mm；B. 箱体壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm ,取1 =10mm ；C. 箱体壁与小齿轮端面应留有空隙2=8mm ，故取2 =9mm ；D. 因为壁至轴承座端面的距离L2C1C 2(8 12) ,查手册 P161表 11-2 得： C1min =14mm, C2min12mm,8mmL2 (8 141210)mm44mmE.根据 d1 40mm ，查手册P17 表 1-29 得：外伸轴长度 l1 82 mmF. 轴承宽度 B=27mm ， l 250

19、e(L2B10) 66.6mm计算及说明结果G. l 3B 1025 44mm ， 5mm 为套筒宽度；H. 小齿轮宽度 b189.8mm ，故取 l 489mmI. 查手册 P17 表 1-31得轴环宽度 l5 1.4h1.4 0.1d 4 7.0mm，取l 57mm（ 7）挡油环dn 50 1929600mm r / min2105 mm r / min所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3 =10mm（ 8）轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1 所示：A 决定作用在轴上的载荷：圆周力 Ft2T22245.91103d726830.8N （d 为小齿轮的节圆直径）径向力

20、FrFttan6830.8tan 2002486.2N （ 为啮合角）B决定支点反作用力及弯曲力矩：al 1 l 20.5B(8266.60.527)mm162.1mmb0.5B1270.5l 40.527190.58977 mmc0.5l 4l 5120.5B0.5897120.52777mm支承反力 FRBHFRCH1 Ft3415N2截面 I-I 的弯曲力矩 M IHFRBH b34157710 3Nm263N m支承反力 FRBVFRCV1Fr1243N2截面 I-I 的弯曲力矩 M ' IHFRBV b1243 77 10 3 Nm96 N m合成弯矩 M ''

21、; IHM 2IHM '2IH2632962 N m280N m轴上的转矩 T189Nm ,画出轴的当量弯矩图，如附图2 所示。从图中可以判断截面 I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校核这两个截面。计算及说明结果C计算截面 I-I 与-的直径：已知轴的材料为45 钢，正火，其B =600 MPa ；查书 P262 表12-3 得： -1b 55MPa ， 0 b 95MPa 。则1b 550.580 b 95截面 I-I 处的当量弯矩M I'M ''2IH(T ) 22802(0.58245.91) 2296 N m轴截面 -处的当量弯矩M '(T

22、) 2T0.58245.91N m142.6 Nm故轴截面 I-I 处的直径d13M I'329610337.8mm0.10.1551b因为在截面 I-I 处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为 38.9mm 。轴截面-的直径'10 3d23M 3142.629.6mm0.10.1551b因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为 30.5mm前面取 d140mm30.5mm ，故强度合适。2、减速器低速轴的设计（ 1）轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P259 表 12-1得：毛 胚直径 100mm，硬度 241HBS,抗拉强度B600 MPa,屈服强度

23、s355 MPa,弯曲疲劳极限1275MPa（ 2）初算轴的最小直径 dmin ，并进行初步结构设计：由书 P261 表 12-2 查得 C=118107。dC 3 P(107 118) 3 4.846 mmn40.2352.8 58.3mm计算及说明取dmin =55mm ， ,最小直径还要符合相配零件的孔径（此处是联轴器）标准尺寸， 在此处开一键槽， 所以 d=1.03× 55mm=57.75mm，取 d=60mm。（ 3）确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定A 外伸端（与V 带轮相连）：取最小直径d1 =63mm；BV 带轮定位轴肩高H=0.08

24、 d1 =5.04mm,故 d2 = d1 +2H=73.08mm ，取74mm；C安装两滚动轴承处的轴颈直径为d3 =75mm ；D 要固定齿轮，需要安装一个套筒，取径d 4d375mm ，外径为 90mm；E为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d 3+2=77mm ；F考虑轴承固定要求，取轴环直径d 6d50.18d 590.9mm；取 91mm。G d7d3 75mm 。（ 4）选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册P66 表 6-1 得：轴承代号为6315。 ,基本尺寸 d=75mm,D=160mm ， B=37mm 。安装尺寸 da min87mm, D a max148m

25、m, ras max2.1mm 。基本额定动载荷Cr112KN ，基本额定静载荷 C or76.8KN（ 5）轴承盖的设计：带有密封件的轴承盖，轴承外径D=160mm ，取 d312mm ；即M12.d013mm 时， e1.2d3 14.4mmD 2D(5 5.5)d3(1605 12)mm220mmD 00.5( D2D )0.5(220160)190mm（ 6）轴各段的长度设计：A. 箱盖壁厚 1 0.02a 1 0.02 212 1 5.24mm 8mm ，计算及说明故 1取 8 mm；B. 箱体壁与大齿轮顶圆应留有空隙11.29.6mm ,取1 =10mm ；C. 箱体壁与小齿轮端面

26、应留有空隙2=8mm ，故取2 =9mm ；D. 因为壁至轴承座端面的距离L2C1C 2 (8 12) ,查手册 P161表 11-2 得： C1min =18mm, C2min16mm,8mmL2(8 181610) mm52 mmE.根据 d1 63mm，查手册P17 表 1-29得：外伸轴长度l1 105mmF. 轴承宽度 B=37mm则 l 210e (L2 B10)1014.4529.4mmG. l 3B10 2857mm， 8mm 为套筒宽度；H. 大齿轮宽度 b184.8mm ，故取 l 484mmI. 查手册 P17 表 1-31 得轴环宽度 l51.4h1.40.1d410.

27、5mm ，取l 510mmJ. l 6l357mm（ 7）挡油环dn75 40.233017.2mm r / min2105 mmr / min所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3 =10mm（ 8）轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如附图1 所示：A 决定作用在轴上的载荷：圆周力 Ft2T221150.3710 36426N （ d 为大齿轮的节圆直径）d344径向力 FrFttan6426tan 2002339 N （ 为啮合角）计算及说明结果B决定支点反作用力及弯曲力矩：al 1 l 20.5B(10529.40.5 37 )mm 152.9mmb0.5B1290.5l 4

28、0.537210.58484.5mmc0.5l 4l 5120.5B0.58411120.53783.5mm支承反力 FRBHFRCH1Ft3213N2截面 I-I 的弯曲力矩M IHFRBH b321384.510 3Nm 271Nm支承反力 FRBVFRCV1 Fr1170N2截面 I-I 的弯曲力矩 M ' IHFRBV b1170 84.510 3Nm99N m合成弯矩 M '' IHM 2IHM '2IH2712992 N m288.5N m轴上的转矩 T1150.37Nm ,轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以判断截面 I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭

29、，故校核这两个截面。C计算截面 I-I与-的直径：已知轴的材料为45 钢，正火，其B =600 MPa ；查书 P262 表12-3 得： -1b 55MPa ， 0 b 95MPa 。则1b 550.580 b 95截面 I-I 处的当量弯矩M I'M ''2IH(T ) 2288.52(0.581150 .37) 2726.9Nm轴截面 -处的当量弯矩M '(T ) 2T0.58 1150.37N m667.2Nm故轴截面 I-I 处的直径d13M I'3726.910350.94mm0.10.1551b因为在截面 I-I 处有一键槽，所以轴的直径要

30、增加3%，即为 53mm。前面取 d577mm52mm ，故强度合适。计算及说明结果轴截面 -的直径3M '3667.210 349.50 mmd20.10.1551b因为在截面- 处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为 51.975mm前面取 d163mm51.975mm ，故强度合适。八、轴承的选择与校核1、高速轴的轴承校核（ 1）前面已选择代号为 60310 的深沟球轴承基本尺寸 d=50mm,D=110mm ， B=27mm 。安装尺寸 da min60mm, Da max100mm,ras max2mm 。基本额定动载荷C r61.8KN ，基本额定静载荷C or38.0K

31、N（ 2）计算当量动载荷：径向载荷FrB FrCF 2RCHF 2RCV34152124323634N轴向载荷 FaBFaC0因为 Fa / C0 r0 ，所以查书 P298 表 13-7得 e0.20又因为 Fa / Fr0e ,所以查书 P298 表 13-7 得 X1,Y0根据轴承的工作情况，查书P299 表 13-8 得载荷系数f p1.1当量载荷Pf p ( XFrYFa )1.1(13634) N3997.4N（ 3）计算必需的额定动载荷：CP3 n2 Lh f p3997.4 3 192 8 300 16 1.1N166671666733504N61800N（ 4）求轴承寿命Lh

32、10 ：Lh1016667( C )16667( 61.8 )3320766 LhnP1923.9974故所选轴承满足要求。计算及说明2、低速轴的轴承校核（ 1）前面已选择代号为 60314 的深沟球轴承基本尺寸 d=75mm,D=160mm ， B=37mm 。安装尺寸 da min87mm, Da max148mm, rasmax2.1mm 。基本额定动载荷C r112KN ，基本额定静载荷C or76.8KN（ 2）计算当量动载荷：径向载荷 FrBFrCF 2RCHF 2RCV32132117023419N轴向载荷 FaBFaC0因为 Fa / C0 r0 ，所以查书P298 表 13-

33、7得 e0.20又因为 Fa / Fr0e ,所以查书P298 表 13-7 得 X1,Y0根据轴承的工作情况，查书P299 表 13-8 得载荷系数f p1.1当量载荷Pf p ( XFrYFa )1.1(13419) N3760.9N（ 3）计算必需的额定动载荷：C P3n3 Lhf p3760.9 340.23 8 300 16166671.1N1666718722N112000N（ 4）求轴承寿命Lh10 ：Lh1016667 ( C )16667( 112 )310941733 LhnP40.233.7609故所选轴承满足要求。九、键的选择与校核1、高速轴与带轮的连接键（ 1）选择键

34、的类型和基本尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=40mm,查手册 P53 表 4-1 得 b=12mm,h=8mm,L1.5d60mm ，根据键的标准长度，选择L63mm轴 t =5mm , 毂 t1 =3.3mm ，R=b/2=6mm 。计算及说明结果（ 2）校核键联接的强度Ft2T22245.9110312295.5Nd40N工作长度 lL2R =60-12=48mm由书 P105 公式（ 7-20 ）验算键的挤压强度：P2Ft212295 .5 MPa64.04MPahl8 48由书 P105 公式（ 7-21 ）验算键的剪切强度：Ft12295 .5

35、8 MPa21.35MPabl1248由书 P106 表 7-3查得不动的连接45 钢 , 载荷平稳 ,p =125 150MPa ,且 =120MPa因为pp , ,所以所选键符合条件。取键标记为：12× 8× 45AGB/T 1096-20032 、高速轴与小齿轮的连接键（ 1）选择键的类型和基本尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=32mm,查手册 P53 表 4-1 得 b=16mm,h=10mm,L1.5d78mm ，根据键的标准长度，选择L80mm轴 t =6.0mm , 毂 t1 =4.3mm， R=b/2=8mm 。（ 2）

36、校核键联接的强度Ft2T22 245.91103N9458 Nd52工作长度 lL2R =78-16=62mm由书 P105 公式（ 7-20 ）验算键的挤压强度：P2Ft29458 MPaMPahl106230.51由书 P105 公式（ 7-21 ）验算键的剪切强度：Ft9458MPa9.53MPabl16 62由书 P106 表 7-3查得不动的连接45 钢 , 载荷平稳 ,p =125 150MPa ,且 =120MPa因为pp , ,所以所选键符合条件。取键标记为：16× 10× 80AGB/T 1096-2003计算及说明结果3 、低速轴与大齿轮的连接键（ 1）选择键的类型和基本尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=77mm,查手册 P53 表 4-1 得 b=22mm,h=14mm,L1.5d115.5mm ，根据键的标准长度，选择L125mm轴 t =7.0mm , 毂 t1 =5.4mm， R=b/2=11mm 。（ 2）校核键联接的强度2T321150.3710329880 NFt77Nd工作长度 lL2R =125-22=103mm由书 P105 公式（ 7-20 ）验算键的挤压强度：2Ft229880MPa41.4