1、機械設計基礎課程設計設計計算說明書學 院：職業技術學院班 級：數控技術姓 名：高 越日 期：2012-12-30目錄1、設計任務書.32、傳動方案擬定.33、電動機的選擇.44、各軸運動參數和動力參數的計算.75、齒輪傳動的設計.86、傳動軸的設計.127、滾動軸承設計.198、鍵連接的設計.219、聯軸器的設計.2310、減速器箱體設計.2411、減速器的潤滑、密封.2612、參考資料目錄.27一、設計課題：設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器。運輸機連續工作（每日24小時），傳動不逆轉，載荷平穩，啟動載荷為名義載荷的1.25倍。使用期限5年，運輸帶允許速度誤差為5%。原始數據題號題

2、號1第5組運輸帶拉力F（KN）2運輸帶速度V（m/s）1.8卷筒直徑D（mm）450設計要求：1.零件工作圖132.繪制減速器部件裝配圖一（A1號圖紙）。3.編寫設計計算說明書一分。二、傳動方案擬定：方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 1V帶傳動 2電動機 3-圓柱齒輪減速器 4聯軸器 5輸送帶 6滾筒三、電動機選擇：1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易

3、爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=×2×××5×6式中：1、2、3、4、5、6分別為帶傳動、齒輪軸承、齒輪傳動、聯軸器、聯軸器軸承和卷筒的傳動效率。取=0.96，0.99，0.97，0.97，5=0.98，6=0.96則：總=0.96×0.992×0.97×0.97×0.98×0.96 =0.82所以：電機所需的工作功

4、率：Pd= FV/1000總=(2000×1.8)/(1000×0.816) =4.39 (kw)3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.8)/（5·） =76.4 r/min根據手冊6表2.2推薦的傳動比合理圍，取帶傳動比I1= ，取圓柱齒輪傳動比圍I=35。則總傳動比理論圍為：a0。故電動機轉速的可選為 Nd =Ia×n卷筒 =(1620)×76.4 =458.41528 r/min則符合這一圍的同步轉速有：750、1000和1500

5、r/min根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功 率電動機轉速(r/min)傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.51500144018.853.55.392Y132M2-65.5100096012.5634.1883Y160M2-85.57507208. 312.83.36綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：電動機主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×

6、;B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41四、各軸運動參數和動力參數的計算計算步驟設計計算與容設計結果1)0軸（電動機軸） 2）1軸（高速軸）  3）2軸（低速軸） 4）3軸（滾筒軸）    匯總結果P0=4.39KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×4.39/960=43.95N.mP1=P0×1 =4.39×0

7、.96=4.2144KWn1=n0/i1=960/3=320/minT1=9550P1/n1=9550×4.2144/320=125.77N.mP2=P1×22×3×4=4.2144×0.99 2×0.97×0.97=3.89KWn2=n1/i2=320/4.188=76.4r/minT2=9550P2/n2=9550×3.89/76.4=507.51N.mPW=P2×5×6=3.89×0.98×0.96=3.66KWnw=n2=76.4r/min TW=9550PW/nw=

8、9550×3.96/76.4=457.46N.m參 數軸 號0軸1軸2軸W軸功P(KW)4.394.21443.893.66轉速n(r/min)96032076. 476.4（理論）轉矩T（N.m）43.95125.77507.51457.46傳動比i34.1881效率0.960.9040.96P0=4.39KWn0=960r/minT0 =43.95N.mP1=4.2144KWn1=320r/minT1=125.77N.mn2=76.4r/minT2=507.51N.mPW=3.66KWnw=76.4r/minTW=457.46N.m 五、齒輪傳動設計設計一單級

9、直齒圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功P0=4.85KW電動機驅動，小齒輪轉速n1=320r/min，大齒輪轉速n2=76. 4r/min，傳遞比i=4.188，單向運轉，載荷變化不大，使用期限五年，兩周工作。設計步驟計算方法和容設計結果1、選擇齒輪材料 與精度等級2、按齒輪面接觸疲勞強度設計                        &#

10、160;        3、     主要尺寸計算        4、        按齒根彎曲疲勞強度校核    5、驗算齒輪的圓周速度v。6、驗算帶的帶速誤差。小齒輪選用45調質鋼，硬度為230HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為200HBS。因為是普通減速器，由表

11、機械設計基礎第二版中表選8級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3um。因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（10.22）求出d1值。確定有關參數與系數：（1）  轉矩T1 T1=9.55×106p/n =9.55×106×4.2144/320 =125773.5N.mm（2）  載荷系數K 查表10.11取K=1.1（3）  齒輪Z1和齒寬系數d小齒輪的齒數z1取為25，則大齒輪齒數Z2=4.188×25=104.7。故取Z2=105因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20取d=

12、1。（4） 許用接觸應力H由圖機械設計基礎中10.24查的Hlim1=580MPa Hlim2=550Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×320×1×（365×5×24） =8.4×108N2=N1/4.188=8.4×108/4.188=2×108查圖10.27得：ZNT1=1.02 ， ZNT2=1.1由式（10.13）可得 H1= ZNT1Hlim1/SH=591.6MPa H2=ZNT2Hlim2/SH=605故d176.43×3m=2.25由表10.3取標準模數m

13、=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×105=262.5mmb2=d×d1=1×62.5mm=62.5mm經圓整后取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a=m/2（z1+z2）=0.5×2.5×（25+105）=162.5mm由式（10.24）得出F,如FF則校核合格確定有關系與參數：（1）齒形系數YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.18（2）應力修正系數YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.80（3）許用彎曲應力F由圖10.25查得Flim1=210

14、MPa，Flim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由圖10.26查得YNT1=1.04 YNT2=1.05由式（10.14）可得 F1=168MPa F2=153.35MPa故F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =2×1.1×125.77×2.65×2.18×1000/(70×2.52×25)=147.14F1=168MPaF2=2kT 2/(b2m2z2)YFYS =2×1.1×507.51×2.65×2.18×1000/(65×2.52

15、×105)=141.3F2=153.5MPa齒根彎曲強度校核合格圓周速度： V2 = V 1=d1n 1/(60×1000)=1.05m/s由表可知，選8級精度是合適的。nw=960/3/（105×25） =76.19r/min2=(76.4-76.19)/76.19=0.275%<5%輸送帶允許帶速誤差為±5%合格。        T1=125773.5N.mm     Z1=25Z2=105 Hlim1=5

16、80MPaHlim2=550Mpa N1=8.4×108 N2=2×108ZNT1=1.02 ZNT2=1.1 H1=580MPaH2=588.5MPa    m=2.5mmd1=62.5mmd2=262.5mmb1=70mmb2=65mm a=162.5mm        SF=1.3YNT1=1.04YNT2=1.05        

17、  V=1.05m/s   齒輪的基本參數m=2.5d1=62.5 da1=67.5 df1=56.25d2=262.5 da2=267.5 df2=256.25大齒輪輪廓外形如下圖所示：六、軸的設計 1、齒輪軸的設計 (1) 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖）(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45并經調質處理，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=4.2144 KW 轉速為n=320 r/minC=107118.又由式（14.2）得：d(3)確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯接，則軸應該增加3%5%，取D1=30m

18、m，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（3-1）×18+2×8=52 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm根據軸承端蓋的裝拆以與對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合

19、P7/h6）右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的圈外徑，取D4=48mm，長度取L4= 10mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=67.5mm，長度為L5=70mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的圈外徑，取D6=48mm長度取L6= 10mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6）右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向： 小齒輪分度圓直徑：d1=

20、62.5mm作用在齒輪上的轉矩為：T= 9.55×106·P/n=125773.5N·mm求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×125773.5/62.5=4057.21N求徑向力FrFr=Ft·tan=4057.21×tan200=1459.93NFt，Fr的方向如下圖所示（5）軸上支反力根據軸承支反力的作用點以與軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =2024.61 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=729.97N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C

21、處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×24=48.6N·m 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×24=17.4 N·m 合成彎矩： （7）畫轉矩圖：T1 =125.77N·m （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=91.411N·m ,由課本表:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=91411/(0.1

22、15;483)=7.68 Mpa <-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：e= MD/W= MD/(0.1·D13)=75.464/(0.1×403)=11.77 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： 在前面帶輪的計算中已經得Z=2.5其余的數據手冊得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=67.5mmL5=70mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=4446.4NFr=1459.93NRA=RB=2028.61Nm

23、RA=RB=729.97 NMC=48.6 N·m MC1= MC2=17.4N·m MC1=MC2=51.6N·mT=125.77N·m=0.6MeC2=100.825N·m-1=60MpaMD=75464 N·m me=11.77 Nm2、輸出軸的設計計算(1)確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）(2)按扭轉強度估算軸的直徑由前面計算得，傳動功率P2=4.207kw, n2=76.19r/min工作單向，采用深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經調質處理，硬度217255HBS根據課本（14.2

24、）式，并查表14.1，得d(3)確定軸各段直徑和長度從聯軸器開始右起第一段，由于聯軸器與軸通過鍵聯接，則軸應該增加5%，取（38.5245.97），根據計算轉矩T= 9.55×106·P/n=48.759 N·mTc=RA×T=1.1×48759=53.634N·m查標準GB/T 50142003，選用HL3型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=60mm右起第二段，考慮聯軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據軸承端蓋的裝拆與便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器左端面的距離為30mm，故取該

25、段長為L2=52mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為d×D×B=55×90×18，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=32右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=11.5mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=18mm(4) 按彎扭合成強度校核軸

26、徑按設計結果畫出軸的結構草圖（圖a）D1=45mmL1=84mmD2=50mmL2=52mmD3=55mmL3=32mmD4=60mmL4=62mmD5=66mmL5=11.5mmD6=55mmL6=18mm1） 畫出軸的受力圖（圖b）2） 作水平面的彎矩圖（圖c支點反力為）截面處的彎矩為MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面處的彎矩為MHII=2003.3×23=46076N·mm3） 作垂直面的彎矩圖（圖d）支點反力為FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面處的彎矩為 MrI左=FVA·L/2=72

27、9.145×97/2=35363.5N·mm截面處的彎矩為MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm4)合成彎矩圖（圖e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm5） 求轉矩圖（圖f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19= 536340N·mm求當量彎矩6)因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，修正系數為0

28、.6截面: MeI=( 609252+(0.6×5363402）1/2=315280 N·mm截面：MeII=( 490332+(0.6×5363402）1/2=313478 N·mm7)確定危險截面與校核強度由圖可以看出，截面可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面進行校核。截面：eI=MeI/W=315280/(0.1×603)=14.5Mpa截面：eII=MeII/W=313478/(0.1×553)=18.84Mpa查表得-1b=60Mpa,滿足e-1b的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。其受力圖如下七、

29、滾動軸承設計根據條件，軸承預計壽命Lh5×365×24=43800小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1495.53NP=fp Fr=1.1×1495.53=1645.08（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值（3）選擇軸承型號查課本得，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN由課本式有預期壽命足夠此軸承合格其草圖如下：2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1458.29N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值（3）選擇軸承

30、型號查設計手冊，選擇6011軸承 Cr=30.2KN由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格八、鍵的設計設計步驟設計計算與容設計結果一、   聯軸器的鍵 1、        選擇鍵的型號    2、        寫出鍵的型號二、   齒輪鍵的選擇1、     選擇鍵的型號2、寫

31、出鍵的型號3、輸入端與帶輪鍵選擇C型鍵 由軸徑d1=45mm，在表14.8查得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4×48.759×1000/（45×9×47）=102.03MPajy=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)選鍵為C14×70GB/T1096-1979選擇A型鍵軸徑d4=60mm，為了使加工方便應盡量選取一樣的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表14.8得鍵寬b=18mm， h=11mm

32、，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×48.759×1000/（45×11×38）=103.69MPajy=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)取鍵A18×80GB/T1096-1979選軸徑d4=30mm，查表14.8取鍵10×8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×125.77×1000/（30×8×50）=41.924jy 選擇C型鍵b=14mmh

33、=9mmL=54mm 型號：C14×70GB/T1096-1979      選擇A型鍵b=18mmh=11mmL=56mm型號：A18×80GB/T1096-1979九、聯軸器的選擇設計步驟設計計算與容設計結果一、   計算聯軸器的轉矩二、   確定聯軸器的型號定距環由表16.1查得工作情況系數K=1.3由式16.1得主動端 TC1=KT2 =1.3×48.759=633.87N·m  從動端TC2=KTW =1.

34、3×457.46·=594.699N·mTm=1250N·m由前面可知： dC=40.2344.37mm又因為d=C（1+0.05） =（36.6943.78）（1+0.05） =38.5245.97mmn2=76.r/minn=4000r/min由附表9.4可確定聯軸器的型號為彈性柱銷聯軸器 HL4GB5014-。 由其結構取 L=11.5 d=55 D=64  TC1=633.87N·m  TC2=594.699N·m      標

35、記為：HL4GB5014-十、減速器箱體設計設計步驟設計計算與容設計結果軸中心距箱體壁厚箱蓋壁厚機座凸緣厚度機蓋凸緣厚度機蓋底凸緣厚度地腳螺栓直徑地腳螺釘數目軸承旁聯結螺栓直徑蓋與座連接螺栓直徑聯結螺栓d2的間距軸承端蓋的螺釘直徑d3窺視孔蓋螺釘直徑d4定位銷直徑起蓋螺釘dqd2至外壁距離d1至外壁距離df至外壁距離df至凸緣距離d1至凸緣距離d2至凸緣距離座端面與箱壁距離機蓋機座力厚軸承端蓋外徑大軸小軸軸承旁連接螺栓距離a=162.5mm1=0.02a+1mm=5.0625mm8mm1=0.02a+1=5.06258mmb=1.5 ×=12mm b1=1.51=12mmb2=2.5=2.5×8=20mmdf=0.036a+12 =17.9mm 取整偶數20mma250，n=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mmd2=（0.50.6）df =1012mm 取d2=12mml=150200mm由表3-17得