械机课程设计带式运输机传动装置

PAGE33河北联合大学轻工学院QINGGONGCOLLEGE,HEBEI机械设计课程设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置

目录一、设计任务书………………4二、减速器总体方案设计……………52.1传动方案的拟定.……..…………..………52.2电动机的选择……….……………….……5（1）电动机类型的选择….……….………5（2）电动机功率的选择…………….……….………………5（3）电动机转速的选择…..…….……..……….……………5（4）确定电动机型号……………….………52.3传动比的分配……………..………………..………..62.4运动参数及动力参数计算…………..6三、V带传动的设计………83.1确定设计计算功率Pd………………..83.2选择带的型号………...83.3确定带轮基准直径dd1、dd2…………8（1）选择小带轮的基准直径dd1……………..8（2）验算带速………………8（3）计算大带轮基准直径dd2……………….8（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0………9（5）验算小带轮包角1…………………..9（6）确定V带的根数………9（7）确定带的初拉力F0……………………10（10）计算带的轴压力FQ………………….10四、齿轮的设计计算及结构说明……104.1选择齿轮材料…………………...………………104.2计算齿面接触疲劳强度…………...………………..104.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸………………...………114.4校核齿根弯曲疲劳强度…………124.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级…………12五、轴的设计计算及校…………………135.1输入轴的设计计算与校核………13（1）根据工作要求选择材料……………….13（2）按扭矩初算轴的最小直径……………..13（3）轴的结构设计………..13（4）轴的强度校核………...155.2输出轴的设计计算与校核………19(1)根据工作要求选择材料………………19（2）按扭矩粗算的最小直径………………19（3）轴的结构设计………..20（4）轴的强度校核………..21六、滚动轴承的校核……………………266.1输入轴滚动轴承寿命校核………..266.2输出轴滚动轴承寿命校核……27七、键的选择与校核…………………..287.1输入轴键的选择与校核…………287.2输出轴键的选择与校核…………287.3联轴器的选择……………………29八、减速器润滑、密封及附件的选择确定…………………..298.1润滑的选择确定…………………….298.2密封形式…………298.3减速器附件的选择确定…………30九、箱体主要结构尺寸的计算及装配图……………..309.1箱体主要结构尺寸计算…………30设计小结………………..32参考文献………………..33一、设计任务书设计用于带式运输机传动装置原始数据：运输带工作拉力F（N）1400运输带工作速度v（m/s）1.55卷筒直径D/mm250工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。设计计算和说明计算结果二、减速器总体方案设计2.1设计方案分析本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。2.2电动机的选择（1）电动机类型的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。（2）电动机功率的选择工作机所需要的有效功率为：Pw=Fv/1000=(1400×1.55)/1000=2.17KW为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率η总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由教材查得：ηV带=0.96，η轴承=0.98，η齿轮=0.97，联轴器=0.99，η滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：η总=ηV带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85电动机所需功率为：Pd=Pw/η总=2.17/0.85=2.55KW对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。由《机械设计基础课程设计》第193页表19-1选取电动机的额定功率为3KW。（3）电动机转速的选择工作机转速：nw=（60×1000×v）/（π×D）=（60×1000×1.55）/（3.14×250）=118.47r/min（4）确定电动机型号由《机械设计课程设计》第7页知，V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5，则总传动比范围为i总=6~20。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总×nw=（6~20）×118.47=710.82~2369.4r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min、1500r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）堵转转矩/转矩额定最大转矩/额定转矩1Y132S-6310009602.02.02Y100L2-43150014302.22.2注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上两种电动机都符合要求,都可选取,若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案2若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们选取方案1,即选定电动机型号为Y132S-6。根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率3KW，满载转速960r/min。2.3传动比的分配i总=n满/nw=960/118.47=8.10V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，这里取iV带=2则i齿轮=i总/iV带=8.10/2=4.05(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5)2.4运动参数及动力参数计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为η01、η12、η23；；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）P0=Pd=2.55KWn0=nm=960r/minT0=9550×（P0/n0）=9550×（2.55/960）=25.36N·m1轴（高速轴）P1=P0×η01=2.55×ηV带=2.55×0.96=2.45KWn1=n0/i01带=960/2=480r/minT1=9550×（P1/n1）=9550×（2.45/480）=48.70N·m2轴（低速轴）P2=P1×η12=2.45×(η轴承×η齿轮)=2.45×(0.98×0.97)=2.33KWn2=n1/i12齿轮=480/4.05=118.52r/minT2=9550×（P2/n2）=9550×（2.33/118.52）=187.18N·m3轴（滚筒轴）P3=P2×η23=2.33×(η轴承×η联轴器)=2.33×(0.98×0.99)=2.26KWn3=n2=118.52r/minT3=9550×（P3/n3）=9550×（2.26/118.52）=182.10N·m运动与动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/KW转矩T（N·m）转速n/（r/min）传动比i效率η输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.452.332.262.5548.70187.18182.1025.36960480118.52118.5224.0510.960.950.97三、V带传动的设计3.1确定设计计算功率Pd由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考《机械设计基础》第93页，表7-5得：KA=1.2设计计算功率Pd=KAP=1.2×2.55=3.06KW(其中KA为工作情况系数，P为所需传递功率)3.2选择带的型号根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由《机械设计基础》第94页，图7-12查得：带的型号为A型。3.3确定带轮基准直径dd1、dd2（1）选择小带轮的基准直径dd1由《机械设计基础》第95页，表7-6查得：A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表7-6初选小带轮直径dd1=125mm。（2）验算带速v=（π×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/（60×1000）=6.28m/s带速v在5~25m/s之间，符合要求。（3）计算大带轮基准直径dd2dd2=（n0/n1）×dd1=（960/480）×125=250mm由《机械设计基础》第88页，表7-4带的基准直径系列取整得：dd2=250mm（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0初定中心矩a0由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）262.5≤a0≤750暂时取a0=600mm初算带的基准长度Ld0初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：Ld0≈2a0+（π/2）（dd1+dd2）+（dd1+dd2）2/（4×a0）=2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm确定带的基准长度Ld由《机械设计基础》第87页，表7-2将带的基准长度取整至相近的标准基准长度：Ld=1800mm确定中心距确定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距aa≈a0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mmamax=a+0.03Ld=576+0.03×1800=630mm（5）验算小带轮包角11=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°>120°1在允许的范围内，满足要求。（6）确定V带的根数由《机械设计基础》第95页，表7-6，查得V带基本额定功率P0=1.37KW由《机械设计基础》第96页，表7-7，查得V带基本额定功率增量ΔP0=0.10KW由《机械设计基础》第97页，表7-8，查得包角修正系数K=0.97由《机械设计基础》第87页，表7-2，查得KL=1.01按下式计算V带的根数：Z≥Pd/[P0]=Pd/（（P0+ΔP0）K×KL）=3.06/（（1.37+0.10）×0.97×1.01）=2.12将Z取整为整数：Z=2（7）确定带的初拉力F0由《机械设计基础》第87页，表7-1，查得V带单位长度质量q=0.10kg/m按下式计算单根V带的初拉力：F0=500×（Pd/zv）×（2.5/Ka-1）+qv2=500×（3.06/（2×6.28））×（2.5/0.97-1）+0.10×6.282=193.54N（8）计算带的轴压力FQFQ≈2zF0sin（a1/2）=2×2×193.54N×sin（167.65/2）=766.42NV带传动的主要参数见下表：名称结果名称结果名称结果带型A传动比i=2根数Z=2带轮基准直径dd1=125mmdd2=250mm基准长度Ld=1800mm预紧力F0=193.54N中心距a=576mm压轴力FQ=766.42N四、齿轮的设计计算及结构说明4.1选择齿轮材料该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度≤350HBW的软齿面齿轮，根据《机械设计基础》第127页表8-3，选小齿轮材料40Cr，调质处理，齿面硬度250HBW；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度180HBW。4.2计算齿面接触疲劳强度由机械设计基础第127页表8-3σHlim1=250×1.4+350=700MPaσHlim2=180×0.87+380=536.6MPa计算大小齿轮齿面许用接触应力：[σH1]=σHlim1/SH=700/1=700MPa[σH2]=σHlim2/SH=540/1=536.6MPa4.3确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸小齿轮转矩：T1=48700N·mm；齿宽系数：由《机械设计基础》第131页表8-6取Ψd=1；载荷系数：软齿面，工作平稳，取k=1.2；节点区域系数：准值直齿圆柱齿轮，ZH=2.5；弹性系数：由械设计基础第131页表8-5查得ZE=189.8MPa；齿数比u=i=4.05计算齿轮小轮直径：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=25×4.05=101.25，取z2=101；传动比误差：Δi=｜i-i’｜/i=｜4.05-101/25｜/4.05=｜4.05-4.04｜/4.05=2.5%<5%，合格。i为理论传动比，i’为实际传动比。确定齿轮模数m=d1/z1=48.26/25=1.93由《机械设计基础》第118页表8-1，取m=2确定中心距a=m(z1+z2)/2=2(25+101)/2=126mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=2×25=50mmd2=mz2=2×101=202mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mmda2=m（z2+2ha*）=2×（101+2×1）=206mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-（2×1）-2×0.25）=45mmdf2=m（z2-2ha*-2c*）=2×（101-（2×1）-2×0.25）=197mm齿宽b=Ψd×d1=1×50=50mm取b1=55mm、b2=50mm。齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：齿距P=2×3.14=6.28(mm)轴孔直径d=Ф=42mm轮毂直径=1.6d=1.6×42=67mm轮毂长度L=b2=50mm轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取δ0=8轮缘内径=da2-2h-2δ0=206-2×4.5-2×8=181mm取D2=180mm腹板厚度c=0.3=0.3×50=15取c=18(mm)腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(67+180)=118(mm)腹板孔直径=0.25（-）=0.25（181-67）=28.5(mm)取=28(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=14.4校核齿根弯曲疲劳强度由《机械设计基础》第127页图8-3取σFlim1=0.8×250+380=580MPa，σFlim2=0.7×180+275=401MPa；SF=1.4按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：[σF1]=σFlim1/SF=580/1.4=414.29MPa[σF2]=σFlim2/SF=401/1.4=286.43MPa由《机械基设计础》第129页8-4取标准齿轮的复合齿形系数：YFS1=4.21YFS2=3.96σF1=（2×K×T1×YFS1）/（b×m×d1）=（2×1.4×48700×4.21）/（50×2×50）=98.42MPa<[σF1]σF2=σF1×（YFS2/YFS1）=×（3.96/4.21）=92.58MPa<[σF2]经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。4.5计算齿轮的圆周速度及确定精度等级v=（π×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s由《机械设计基础》第132页表8-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级精度。五、轴的设计计算及校核5.1输入轴的设计计算与校核（1）根据工作要求选择材料由《机械设计基础》第173页表11-1选用45调质钢，硬度217~255HBW，抗拉强度极限σb=640MPa。（2）按扭矩初算轴的最小直径d≥C3√（P/n）=1103√（2.45/480）=19.55mm由《机械设计基础》第179页表11-2取C=110其中：P=P1=2.45KWn=n1=480r/min考虑有键槽，将直径增大4%，则d=19.55×(1+4%)=20.33mm输入轴最小直径处安装大带轮，将20.33化为整数，所以选：d=22mm。（3）轴的结构设计a）轴的结构分析单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械设计基础》第187页表12-1续选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：①安装大带轮；轴段②为轴段①提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。轴段③用于安装轴承；轴段④是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑤是小齿轮；轴段⑥是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑦用于安装轴承。如下图所示：确定轴各段直径和长度①段：轴段①的直径为最小，已确定为d1=22mm。若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：L=（1.5~2）d1=（1.5~2）×22=33~44mm那么轴段①的长度L1=40mm.②段：根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.07~0.1）×22=1.54~2.2mm，考虑到装带轮放大一点，取轴段②的直径为d2=27mm考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=45mm。③、⑦段：根据《机械设计基础》第187页表12-1续选用深沟球轴承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6206，其内径为d3=30mm（d7=30mm）轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③、⑦的长度为L3=L7=16+8=24mm。④、⑥段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=36mm（d6=36mm）长度为L4=L6≈0。7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4=L6=10mm⑤段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段⑤的长度为：L5=55mm。则输入轴的基本尺寸如图：确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6206的深沟球轴承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。l1=107mm（4）轴的强度校核绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。Ft=2T/d=（2×48700）/50=1948NFr=Fttanα=1948×tan20°=701.28N其中:T为高速轴的输入转矩d为小齿轮的分度圆直径α为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：列方程求解：∑MB（F）=0FAY×107+Fr×53.5-FQ×180=0FAY×107+701.28×53.5-766.42×180=0FAY=938.66N∑FY=0FQ-FAY-FBY-Fr=0FBY=FQ-FAY-Fr=766.42-938.66-701.28=-873.52NXZ面受力图：列方程求解：∑MB（F）=0-FAZ×107-Ft×53.5=0-FAZ×107-1948×53.5=0FAZ=-974N∑FZ=0FAZ+Ft+FBZ=0-974+1948+FBZ=0FBZ=974-1948=-974N作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c）作出合成弯矩图M=√MXY2+MXZ2d）作出扭矩图e）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6ⅡⅠⅡⅠ由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段与②号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设定为Ⅱ号危险截面.Ⅱ号危险截面处的弯矩保守取(29220+63119.42)/2=46169.71N.mm.f)对危险截面强度校核由《机械设计基础》第173页表11-1选[σ-1W]=60MpaⅠ号危险截面:d1==23.30mmⅡ号危险截面:d2==9.16mm故该轴强度满足要求，合格。5.2输出轴的设计计算与校核(1)根据工作要求选择材料根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。（2）按扭矩粗算轴的最小直径d≥C3√（P/n）=1103√（2.33/118.52）=29.69mm由《机械设计基础》第179页表11-2取C=110其中：P=P2=2.33KWn=n2=118.52r/min考虑有键槽，将直径增大4%，则d=29.69×(1+4%)=30.88mm输出轴最小直径处安装联轴器，故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=32mm。（3）轴的结构设计a）轴的结构分析考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶梯轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械设计基础》第187表12-1续选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：①安装联轴器；轴段②为轴段①提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。轴段③用于安装轴承与套筒；轴段④用于安装齿轮；轴段⑤是轴环，对齿轮定位；轴段⑥用于安装轴承。如下图所示：b）确定各段直径和长度段：轴段①的直径为最小，已确定为d1=32mm。查244页附录表联轴器轴孔直径为32mm，LT6J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段①的长度缩短2mm，取L1=58mm。段：根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.07~0.1）×32=2.24~3.2mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段②的直径为d2=37mm。联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+33=53mm。③段：由《机械设计基础》第187页表12-1续选用深沟球轴承。由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6008，由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承内径为d3=40mm,轴承的宽度为15mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③的长度为L3=15+8+12=35mm。其中8为挡油环厚度，12为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿轮水平对正来取。段：是安装齿轮的轴段，一般将③段的轴径放大1-2mm，这里取d4=42mm，长度为齿轮宽度减去2mm，L4=50-2=48mm。⑤段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，取d5=46mm，长度为L5≈0。7（d5-d4）=0.7×（46-42）=2.8mm，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的轴承安装得平行，取L5=10mm。⑥段：为安装轴承的轴径，d6=40m，采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段的长度为L6=15+8=23mm。其中8为挡油环厚度。则输出轴的基本尺寸如图：c）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出代号为6008的深沟球轴承的外形尺寸，D=68mm，B=15mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。l1=102mm（4）轴的强度校核a）绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩。Ft=2T/d=（2×187180）/200=1871.8NFr=Fttanα=1871.8N×tan20°=673.85N其中:T为低速轴的输入转矩d为大齿轮的分度圆直径α为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：由于FAY与FBY对称布置，所以FAY=FBY列方程求解：∑FY=0Fr+FAY+FBY=0FAY=FBY=-Fr/2=-336.92NXZ面受力图：由于FAZ与FBZ对称布置，所以FAZ=FBZ列方程求解：∑FZ=0Ft+FAZ+FBZ=0FAZ=FBZ=-Ft/2=-935.9Nb)作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c）作出合成弯矩图M=√MXY2+MXZ2d）作出扭矩图e）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6ⅡⅠⅡⅠ由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段为最细轴段，也承受了较大的扭矩，设定为Ⅱ号危险截面)，以下对危险截面进行强度校核。f)对危险截面强度校核由《机械设计基础》第173页表11-1选[σ-1W]=55MpaⅠ号危险截面:d1==28.19mmⅡ号危险截面:d2==27.33mm故该轴强度满足要求，合格。六.滚动轴承的校核6.1输入轴滚动轴承寿命校核FAY=938.66NFAZ=-974NFA=√938.662+9742=1352.68NFBY=-873.52NFBZ=-974NFB=√873.522+9742=1308.32N由于FA>FB，所以只需校核A处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷P==1352.68N由于常温下工作，由《机械设计基础》第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于载荷较平稳，由《机械设计基础》第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6206，由《机械设计课程设计》第131页表15-3查出，基本额定动载荷Cr=19.5KN=19500N。轴承的转速就是输入轴的转速，n=480r/min轴承的预期寿命为8（年）×300（天）×16（小时）=38400h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×[（ft×Cr）/（fp×P）]3/（60×n）=106×[（1×19500）/（1.1×1352.68）]3/（60×480）=78237.61h>38400h轴承具有足够寿命。6.2输出轴滚动轴承寿命校核FAY=-336.92NFAZ=-935.9NFA=FB=√336.922+935.92=994.70N由于FA=FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=994.70N由于常温下工作，由《机械设计基础》第191页表12-6，查得温度系数ft=1；由于载荷较平稳，由《机械设计基础》第192页表12-7，查得载荷系数fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6008,由《机械设计课程设计》第131页表15-3查得，Cr=17.0KN=17000N轴承的转速就是输出轴的转速，n=118.52/min轴承的预期寿命为8（年）×300（天）×16（小时）=38400h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106×[（ft×Cr）/（fp×P）]3/（60×n）=106×[（1×17000）/（1.1×994.70）]3/（60×118.52）=527411h>38400h轴承具有足够寿命。七.键的选择与校核联轴器的选择7.1输入轴键的选择与校核输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=22mm。由《机械设计基础》第78页表6-11，选择b×h×L=6×6×32的键。键的轴向工作长度l=L-b=26mm。由《机械设计基础》第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为[σp]=100Mpa。输入轴的输入扭矩为T1=48700N·mm将以上数据代入键的挤压应力计算公式σp=（4×T1）/（d×h×l）=（4×48700）/（22×6×26）=56.76Mpa<[σp]所以键的联结强度足够.7.2输出轴键的选择与校核输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=32mm。由《机械设计基础》第78页表6-11，选择b1×h1×L1=10×8×50的键，键的轴向工作长度l1=L1-b1=40mm。中间装大齿轮的轴段也使用平键连接，该轴段直径为d2=42mm，《机械设计基础》第78页表6-1，选择b2×h2×L2=12×8×40的键。键的轴向工作长度l2=L2-b2=28mm。由《机械设计基础》第78页表6-12，查得键的许用挤压应力为[σp]=100Mpa。输出轴的输入扭矩为T2=187180N·mm将以上数据代入键的挤压应力计算公式σp1=（4×T2）/（d1×h1×l1）=（4×187180）/（32×8×40）=73.12Mpa<[σp]σp2=（4×T2）/（d2×h2×l2）=（4×187180）/（42×8×28）=79.58Mpa<[σp]所以键的联结强度足够.7.3联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器。K=1.3=9550=9550×=244.11（N·m）选用TL6型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，<。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径d=32～40，选d=35，轴孔长度L=60LT6型弹性套住联轴器有关参数型号 公称转矩T(N·m)许用转速nr/min轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料类型轴孔类型键槽类型TL625033003560160HT200J型A型八、减速器润滑、密封及附件的选择确定8.1润滑的选择确定润滑方式齿轮V=1.26＜＜12m/s应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑轴承采用润滑脂润滑润滑油牌号及用量齿轮润滑选用150号机械油，最低～最高油面距10～20mm，需油量为1.5L左右轴承润滑选用2L—3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3～1/2为宜8.2密封形式箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V<3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。8.3减速器附件的选择确定减速器附件的选择确定列表说明如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖4Q235M6×16GB5780—2000螺栓安装端盖3Q235M8×30GB5780—2000螺栓安装端盖16Q235M8×25GB5782—1986销定位235A6×40GB117—1986垫片调整安装2石棉板垫圈调整安装665MnGB/T93—1987调整垫片调整安装2组08F螺母安装2A3M8GB/T41—2000螺母安装6A3M12GB/T41—2000封油盘密封4Q215套筒定位2Q235轴承端盖定位2HT150毡圈密封2细毛毡油标尺测量油面高度1组合件通气器透气1窥视孔盖1HT150九.箱体主要结构尺寸的计算及装配图9.1箱体主要结构尺寸计算箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度b=1.5,=15mm箱盖厚度=8mm箱盖凸缘厚度=1.5,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5,=25mm,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm,=8.5mm主动轴承端盖外径=60mm从动轴承端盖外径=80mm地脚螺栓M18，数量6根 Pw=2.17KWη总=0.85Pd=2.55nw=118.47r/min电动机选用Y132S-6iV带=2i齿轮=4.05P0=2.55KWn0=960r/minT0=25.36N·mP1=2.45KWn1=480r/minT1=48.70N·mP2=2.33KWn2=118.52r/minT2=187.18N·mP3=2.26KWn3=118.52r/minT3=182.10N·mPd=3.06KWV型带选用A型dd1=125mmv=6.28m/sdd2=250mmLd=1800mma=576mm1=167.65°Z=2F0=193.54NFQ=766.42N[σH1]=700MPa[σH2]=536.6MPaz1=25z2=101m=2a=126mmd1=50mmd2=202mmda1=54mmda2=206mmdf1=45mmdf2=197mmb1=55mmb2=50mmh=4.5mmS=3.14mmP=6.28mm[σF1]=414.29MPa[σF2]=286.43MPaσF1=98.42MPaσF2=92.68MPav=1.26m/s输入轴材料为45调质钢d=22mmd1=22mmL1=40mmd2=27mmL2=45mmd3=d7=30mmL3=L7=24mmd4=d6=36mmL4=L6=10mmd5=da1=54mmL5=55mml1=107mmFt=1948NFr=701.28NFAY=938.66NFBY=-873.52NFAZ=-974NFBZ=-974Nd1=23.30<54d2=9.16<22输出轴材料为45钢d=32mmd1=32mmL1=58mmd2=37mmL2=53mmd3=40mmL3=35mmd4=42mmL4=48mmd5=46mmL5=10mmd6=40mL6=23mml1=102mmFt=1871.8NFr=673.85NFAY=-336.92NFBY=-336.92NFAZ=-935.9NFBZ=-935.9Nd1=28.19<42d2=27.33<30P=1352.68NCr=19500NLh=78237.61h>38400hP=994.70NCr=17000NLh=527411h>48000hσp=56.76Mpa<[σp]σp1=73.12Mpa<[σp]σp2=79.58Mpa<[σp]TL6齿轮浸油润滑轴承脂润滑齿轮用150号机械油轴承用2L—3型润滑脂设计小结本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《画法几何与机械制图》、《材料力学》、《公差测量与互换性》等多门课程知识，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。参考文献1、《机械设计基础》李建功王春雨冯丽艳主编机械工业出版社出版2、《机械设计课程设计》冯丽艳陆玉主编机械工业出版社出版3、《机械制图》王新主编北京邮电大学出版社出版4、《工程力学》北京科技大学高等教育出版社出版目录TOC\o"1-2"\h\z\u第一章概述 31.1项目提出背景 31.2技术开发状况 31.3现有产业规模 41.4项目产品的主要用途、性能 41.5投资的必要性 41.6预期经济效益 51.7本企业实施该项目的优势 5第二章技术可行性分析 62.1项目技术路线、工艺