机械设计课程设计计算

1、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.10六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33设计题目：V带单级直齿圆柱齿轮减速器机械系设计者：齐多巷学 号：201089018指导教师：孟广耀一、设计课题： 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限8年，二班制工作，卷筒

2、不包括其轴承效率为97%，运输带允许速度误差为5%。 原始数据 题号8运输带拉力F（KN）1.2运输带速度V（m/s）2.1卷筒直径D（mm） 400设计人员(对应学号) 48设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（号图纸）2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号或号图纸）3. 设计说明书一分计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力F=1200N；带速V=2.1m/s；滚筒直径D=400mm；方案拟定：采用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

3、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）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=××32××5×6式中

4、：1、2、3、4、5分别为带传动、齿轮传动轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。取=0.96、0.99、0.97，0.99 5=0.96则：总=0.96×0.99×0.97×0.99×0.96 =0.8498所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =(1200×2.1)/(1000×0.84978) =2.96547(kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×2.1)/（400·） = 100.318 r

5、/min根据手册表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=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。故电动机转速的可选范为 Nd=Ia×n卷筒 =(624)×100.318 =601.9082407.632 r/min则符合这一范围的同步转速有：1500、1000和750r/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1Y100L2-4315001420650120014.1553.55.322Y132S-

6、63100096080015009.59962.84.443Y132M-83750710124021007.07752.53.72 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，比较三个方案可知：方案三，电动机的转速低，外轮廓尺寸以及重量较大，价格较高，虽然总的传动比不大，但因电动机的转速较低，导致传动装置尺寸大。方案二，电动机的转速较高，但是传动比大，传动装置的尺寸较大。方案一适中，可见第1方案比较适合。因此选定电动机型号为Y100L2-4，其主要性能：所选电动机的额定功率是3千瓦，满载转速1420r/min，同步转速1500，总的传动比适中，传动装置结构较为紧凑。 所选

7、电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下图所示：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×GD100mm520×345×315216×1781228×6010×41三、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n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒=1420/100.318=14.155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i

8、0、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4.2-9，取i0=3（普通V带 i=24）因为：iai0×i所以：iiai014.155/34.718四、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轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （N·m）n,n,.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： 轴：n=nm/ i0

9、=1420/3=473.333 （r/min）轴：n= n/ i1 =473.333/4.718=100.3249 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd×01 =Pd×1=2.96547×0.96=2.8469（KW）轴： P= P×12= P×2×3 =2.8469×0.99×0.97 =2.7339（KW）卷筒轴： P= P·23= P·2·3 =2.7339×0.99×0.99=2.6795（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转

10、矩为： Td=9550·Pd/nm=9550×2.96547/1420=19.9438N·m轴： T= 9.55×P1/n1=9550×2.8469/473.3=57.4433 N·m 轴： T= 9.55×P2/n2= =9550×2.7339/100.3249=260.242 N·m卷筒轴输入轴转矩：T = 9.55×P3/n3= =9550*2.6795/100.3249=200.0635 N·m计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P×

11、;轴承=2.8469×0.99=2.8184 KWP= P×轴承=2.7339×0.99=2.7066 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T×轴承=57.4433×0.99=56.8689 N·mT = T×轴承 =260.242×0.99=257.6396 N·m由指导书的表1得到：1=0.962=0.993=0.974=0.97i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.99综合以上数据，得表如下： 轴名功率P （K

12、W）转矩T （N·m）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出 电动机轴2.956519.9438142030.96轴2.84692.818457.443356.8689473.3334.7180.97 轴2.73992.7066260.242 257.6396100.32491.000.9801 卷筒轴2.73992.7066200.0635 198.0629100.3249五. V带的设计 （1）选择普通V带型号 由PC=KA·P=1.2×3=3.6（ KW） 根据课本P219表13-15得A型V带 取A型V带： (1)求大小带轮基准直径d2，d1由P2

13、19表13-9得：d1不小于75mm则取小带轮 d1=90mm d2=n1·d1·(1-)/n2=(1420/473.333)×90(1-0.02)=264.6mm 由表13-9取d2=265mm (虽使n2略有减少，但其误差小于5%，故允许) （2）带速验算： V=n1·d1·/（1000×60）由课本P30表8.2-1查得KA=1.2 由课本P219表13-9得，推荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm =1420×90·/（1000×60） =6.6916 m/s 介于525m/s范围内，故合适

14、 。 （3）确定带长和中心距a：初步选取中心距a0=1.5（d1+d2） =1.5*（90+265）=532.5mm符合0.7*（d1+d2）<a0<2*（d1+d2） 0.7×（90+265）a02×（90+265） 248.5 a0710初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2·a0+·（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+·（90+265）/2+（90+265）2/(4×500) =1572.945mm 由表13-2选用Ld=1600 mm的实际中心距a=a0+(L

15、d-L0)/2=500+(1600-1572.945)/2=513.5274mm (4)验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(265-90)×57.3/513.5274=160.4732>120 所以合适（5） 确定V带的根数 Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =3.6/（1.07+0.17）×0.95×0.99）= 3.0869 故要取z=4根A型V带（6）计算轴上的压力由书13-1的单根V带初拉力公式有 F0=500·PC·（2.5/K-1）/z· c

16、+q· v2 =500×3.6×（2.5/0.95-1）/（4×6.6916）+0.1×6.69162 =114.1990 N 由课本13-1得作用在轴上的压力 FQ=2·z·F0·sin(/2) =2×4×114.1990×sin(159.945/2)=899.636 N d0dHL 带轮示意图如下：S1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2六、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40MnB，齿面硬

17、度为250HBS，大齿轮选用ZG35SiMn，齿面硬度为200HBS。(2) 许用应力的计算由P166表11-1得齿面硬度241-286HBS Flim1=600MPa Flim2=510Mpa由表11-5得Sh=1.1，Sf=1.25则 （3）按齿面接触强度设计设齿轮精度初选8级查表P169表11-3得载荷系数K=1.5查表P175表11-6得d=0.8初选主要参数 Z1=25 ，u=i=4.718 Z2=Z1·u=25×4.718=120 实际的传动比i=Z2/Z1=120/25=4.8计算小齿轮分度圆直径 d1 确定各参数值 载荷系数由表11-3得载荷系数K=1.5

18、小齿轮名义转矩 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.8469/473.333 =5.7439×104 N·mm 材料弹性影响系数 由课本表11-4 ZE=188 区域系数 ZH=2.5 重合度系数t=1.88-3.2·（1/Z1+1/Z2） =1.88-3.2×（1/25+1/120）=1.725 Z= H应取较小值H=564Mpa综合以上参数值于是 d1 = =53.9029mm (4)确定模数 m=d1/Z153.9029/25=2.1561 取标准模数值 m=2.4(5) 按齿根弯曲疲劳强

19、度校核计算 校核式中 小轮分度圆直径d1=m1·Z1=2.4×25=60mm齿轮啮合宽度b=d·d1 =0.8×60=48mm由表11-8和表11-9得复合齿形系数 YFa1=2.56 YFa2=2.2 YSa1=1.63 YSa2=1.82许用应力 Flim1=600MPa Flim2=510Mpa 查表11-5 ，取SF=1.25则 计算大小齿轮的强度并比较小齿轮大齿轮 因为<和<故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算 d1=m·Z1=2.4×25=60 mm d2=m·Z2=2.4×120

20、=288mm a=m ·（Z1+Z2）/2=2.4×（25+120）/2=210mm b=48 mm b2=96mm 取小齿轮宽度 b1=50mm （7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=·d1·n1/（60×1000） =3.14×60×473.333/（60×1000） =1.48626m/s对照表11-2得在V=2.1m/s时选择8级精度合适。 七 轴的设计1， 齿轮轴的设计 (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齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端

21、盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径由表14-1选用45#调质，硬度217255HBS强度极限650MPa，轴的输入功率为P=2.8469 KW，转速为n=473.333 r/min 根据课本P245（14-2）式，并查表13-2，取c=115d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加50%，取D1=30mm，带轮宽度 B=（Z-1）·e+2·f =（4-1）×15+2×9=63 mm 则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度

22、，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm 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D3=40mm，长度为L3=20mm右起第四段，为定位轴肩直径应小于滚动轴承的内圈外径D4=48mm长度L4=20mm 右起第五段，齿轮轴段分度圆直径d1=60mm齿轮宽度b1=50mm齿顶圆直径da1=64.8mm则直径为D5=64.8mm，长度L5=50mm。 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外

23、径，取D6=48mm长度取L6= 20mm同第四段。 右起第七段轴承的安装处取轴颈为D7=40mm ，L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =57443. N·m 求圆周力：FtFt=2T1/d1=2×57443 /60=1914.7667N 求径向力FrFr=Ft·tan=1914.7667×tan200=696.918NFt，Fr的方向如下图所示 （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 =957.3

24、8N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=348.459N（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×0.089=85.207N.m 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA×0.089 =31.013 N.m 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d2/2 =1914.7667*0.089/2=85.207Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=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

25、C为危险截面。已知MeC2=N.m ,由课本表14-3有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=×1000/(0.1×603)=5.1293 N.m<-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： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=×1000/(0.1×453)=12.5364Nm<-1 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 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

26、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217255HBS轴的输入功率为P=2.7339KW 转速为n=100.3249 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d(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45mm，根据计算转矩TC=KA×T=1.3×260.242=338.3146Nm，查标准GB/T 50142003，选用LXZ2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52mm,

27、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30mm，故取该段长为L2=74mm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6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36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256mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=45mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=45mm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=66m

28、m ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=31mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=256mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =260.242N·mm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×260.242/0.256=2033.1406N 求径向力FrFr=Ft·tan=2033.1406×tan200=740NFt，Fr的方向如下图所示 （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 = 1016.570

29、3 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2= 370 N（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×62= 63.0274 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2 =RA×62=22.940Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ft×d2/2=260.242 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=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MeC2=169.941Nm

30、,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=169.941×1000/(0.1×603)=7.868 Nm<-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： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=156.1452×1000/(0.1×453)=17.1353 N.m<-1=60MPa 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：D1=45mmL1=82mmD2=52mmL2=74mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=45mmD5=6

31、6mmL5=10mmD6=55mmL6=31mmFt=2033.1406NmFr=541.394NmRA=RB=1016.5703NmRA=RB= 370 NMC=63.0274 NmMC1= MC2=22.940 NmMC1=MC2=67.0723NmT=260.242Nm=0.6MeC2=124.333Nm-1=60MpaMD=114.2377Nm绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺

32、塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个

33、启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚

34、度b 110机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d112机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16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外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2130轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量

35、靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,L1=60mm查手册得，选用C型平键，得：A键 b*h=8×7 GB1096-79 L=L1-b=60-8=52mmT=17.4113N·m h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 ·T/(d·h·L)=4×17.4113×1000/（30×7×52） =11.1611Mpa < R (110Mpa)2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=44mm L2=63mm T=1

36、20.33N·m查手册 选A型平键 GB1096-79B键12×8 GB1096-79l=L2-b=62-12=50mm h=8mm p=4 ·T/（d·h·l）=4×120.33×1000/（44×8×50） = 27.34Mpa < p (110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mm L3=58mm T=518.34Nm查手册P51 选用A型平键键18×11 GB1096-79l=L3-b=58-18=40mm h=11mmp=4·T/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×11×40）=78.5363Mpa < p (110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh=8