1、機械設計基礎課程設計計算說明書姓名 _班級 _學號 _指導老師 _成績_目錄機械設計課程設計任務書11傳動方案擬定21.1工作條件21.2原始數據22電動機選擇22.1電動機類型的選擇22.2電動機功率選擇23計算總傳動比及分配各級的傳動比33.1總傳動比33.2分配各級傳動比34運動參數及動力參數計算34.1計算各軸轉速34.2計算各軸的功率34.3計算各軸扭矩35傳動零件的設計計算45.1皮帶輪傳動的設計計算45.2齒輪傳動的設計計算66軸的設計86.1輸入軸的設計86.2輸出軸的設計117滾動軸承的選擇及校核計算147.1計算軸承參數并校核158鍵聯接的選擇及校核計算168.1主動軸與齒

2、輪1聯接采用平鍵聯接168.2從動軸與齒輪2聯接用平鍵聯接169聯軸器得選擇和計算1610箱體主要結構尺寸計算1611減速器附件的選擇1712潤滑與密封1712.1齒輪的潤滑1712.2滾動軸承的潤滑1712.3潤滑油的選擇1812.4密封方法的選取1813設計小結18參考文獻19機械設計課程設計任務書1、設計題目設計用于帶式運輸機的單級圓柱直齒減速器，圖示如下，連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%2、設計數據運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)6801.42503、設計要求1、每人單獨一組

3、數據，要求獨立認真完成。2、圖紙要求：減速器裝配圖一張（A1），零件工作圖兩張（A3，傳動零件、軸）。3、設計計算說明書1份。1傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動1.1工作條件：連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期限10年， 小批量生產，兩班制工作;1.2原始數據：運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)6801.42502電動機選擇2.1電動機類型的選擇：Y系列0三相異步電動機2.2電動機功率選擇：傳動裝置的總功率：總=帶×2軸承×齒輪×聯軸器×滾筒 =0.96×0.982×0.97

4、5;0.99×0.96=0.850電機所需的工作功率：P工作=FV/（1000總）=680×1.4/（1000×0.850）=1.120KW確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=60×1000V/（D）=60×1000×1.4/（×250）=106.95r/min 據手冊P196表14-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ic=35。取V帶傳動比iv=24，則總傳動比理時范圍為iz=620。故電動機轉速的可選范圍為nd=Iz×n筒=（620）×106.95=641.712139.0

5、4r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案,綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。確定電動機型號 根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y100L-6。 其主要性能：額定功率：1.5KW，滿載轉速940r/min。3計算總傳動比及分配各級的傳動比3.1總傳動比：i總=n電動/n筒=940/106.95=8.793.2分配各級傳動比：據手冊P196表14-2，取齒輪i齒輪=3（單級

6、減速器i=35合理）i總=i齒輪×I帶i帶=i總/i齒輪=8.79/3=2.934運動參數及動力參數計算4.1計算各軸轉速（r/min）n0=n電機=940r/minnI=n0/i帶=940/2.93=320.82(r/min)nII=nI/i齒輪=106.94(r/min)nIII= nII=106.94(r/min)4.2計算各軸的功率（KW） P0= P工作=1.120KWPI=P0帶=1.120×0.96=1.0752KWPII=PI×齒×承=1.0752×0.97×0.98=1.0221KWPIII=PII×承&#

7、215;聯=1.0221×0.98×0.99 =0.9426KW4.3計算各軸扭矩（N·m） To = 9.55×P0/n0= 9550×1.120KW/940 =11.38N·m TI=9550×PI/nI=9550×1.0752KW/320.82=32.01N·m TII=9550×PII/nII=9550×1.0221KW/106.94=91.28N·m TIII=9550×PIII/nIII=9550×0.9426KW/106.94=84.18N&

8、#183;m5傳動零件的設計計算5.1皮帶輪傳動的設計計算選擇普通V選帶截型根據其工況：連續單向運轉，載荷平穩，空載起動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作,結合教材P122表8.16得：kA=1.1PC=KAP=1.1×1.5=1.65KW再結合計算功率PC=1.65KW和帶輪轉速n0=940(r/min)，由教材P119表8.10得：選用B型V帶。確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由教材P119表8.10得，推薦的小帶輪基準直徑為125140mm 則取dd1=140mm>dmin=125, dd2=n0/nI·dd1=940/320.82×140=410.

9、2mm由教材P110表8.3，取dd2=400mm實際從動輪轉速n1=n0dd1/dd2=940×140/400 =329r/min轉速誤差為：（n1-n1）/n1=（320.82-329）/320.82 =-0.025<0.05(允許)帶速V：V=dd1n0/60×1000=×140×940/(60×1000) =6.89m/s在525m/s范圍內，帶速合適。確定基準帶長Ld和中心距a根據教材P123式（8.14）得 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 0.7(140+400)a02×(140+400)所以有：3

10、78mma01080mm 由教材P123式（8.15）得：L0=2a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×729+/2(140+400)+(400-140)2/（4×729）=2329.4mm根據教材P111表（8.4）取Ld=2240mm根據教材P123式（8.16）得：aa0+（Ld-L0）/2=729+（2240-2329.4）/2 =684.3mm驗算小帶輪包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（400-140）/684.3×57.30=1800-21.770 =158.230>1200

11、（適用）確定帶的根數根據dd1=140mm和n0=940r/min結合教材P119表8.10查得 P0=2.13KW 根據教材P121式8.11結合i=-2.93和表8.14和表8.15計算得 P0=0.1650KW根據教材P121圖8.11查得K=0.95 根據教材P111表8.4查得KL=1.00Z=PC/P=PC/(P0+P0)KKL =1.65/(2.13+0.1650)×0.95×1.00 =0.7568圓整得z=1。計算初拉力F0及帶軸上壓力FQ由教材表 8.6 查得q=0.17kg/m，根據式（8.19）得單根V帶的初拉力：F0=500PC/（ZV）×

12、;（2.5/K-1）+0qV2=500×1.56/（1×6.89）×(2.5/0.95-1)+0.17×6.892N =192.78N則作用在軸承的壓力FQ，FQ=2ZF0sin（1/2）=2×1×192.78sin（158.230/2）=378.62N5.2齒輪傳動的設計計算選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為220250HBW。軟大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度170210HBW；根據表10.21選9級精度。齒面精糙度Ra3.26.3m按齒面接觸疲勞強度設計 參照教材P

13、195有：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）確定有關參數如下：1)轉矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×1.0752/320.82 =32.01N·mm2)載荷系數k 根據教材P174表（10.11）取k=13)齒數和齒寬系數d 取小齒輪齒數Z1=20，傳動比i齒=3 則大齒輪齒數：Z2=iZ1=3×20=60 實際傳動比i0=60/20=3傳動比誤差：（i-i0）/i=(3-3)/3=0%<2.5% 可用齒數比：u=i0=3由教材P192表（10.20） 取d=14)許用

14、接觸應力HH= HlimZNT/SH由教材P171圖（10.24）查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由表10.10查得SH=1，計算應力循環次數NLNL1=60njLh=60×320.82×1×(16×365×10)=1.124×109NL2=NL1/i=1.124×109/3=3.75×108由教材圖(10.27)查得接觸疲勞的壽命系數：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98由教材式（10.13）可得H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4Mp

15、aH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×32005.98×(3+1)/(1×3×3432)1/3mm=46.03mm模數：m=d1/Z1=54.51/20=2.30mm根據教材表（10.3） 取標準模數：m=2.5mm確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×60mm=150mm齒寬：b=dd1=1×50mm=50mm取b2=50mm 則b1=（b2+5）

16、=55mma=1/2m(Z1+Z2)=100mm按齒根彎曲疲勞強度校核由式（10.24）得出F，F<F則校核合格。確定有關系數與參數：根據齒數Z1=20,Z2=601） 齒形系數YF查表10.13得YF1=2.80 YF2=2.28 2） 應力修正系數YS查表10.14得YS1=1.55 YS2=1.693）許用彎曲應力FF= Flim YNT/SF由教材圖（10.25）和圖（10.26）查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9由表10.10 查得 SF1=1.3由式（10.14）可得F1=Flim1 YNT1/SF=290×

17、;0.88/1.30Mpa=196.31MpaF2=Flim2 YNT2/SF =210×0.9/1.30Mpa=145.38Mpa故：F1=（2kT1/（bm2Z1)）YF1YS1=（2×1×32005.98/（50×2.52×20)） ×2.8×1.55Mpa=14.82Mpa< F1F2=（2kT2/（bm2Z2)）YF2YS2=（2×1×91280/（50×2.52×60)） ×2.28×1.69Mpa=37.52Mpa< F2故輪齒齒根彎曲疲勞

18、強度足夠,即合格。計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/（60×1000）=3.14×50×320.82/（60×1000）=0.839m/s由表10.22可知，選9級精度式合適的。6軸的設計計算6.1輸入軸的設計計算選用45#調質，硬度217255HBS，查教材表（14.6）查得強度極限為b=650MPa,再由表（14.2）得許用彎曲應力-1b=60MPa根據教材例題，并查表14.1，取c=107118 d（107 118）(P1/n1)1/3=（107 118） (1.075/320.82)1/3mm=16.0117.66mm考慮安裝聯軸器有鍵槽，將直徑

19、增大5%，則d=（16.0117.66）×(1+5%)mm=16.8118.54選取標準直徑d1=18mm軸的結構設計1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定2）確定軸各段直徑軸段直徑最小d11=18mm，考慮要對安裝在軸段上的聯軸器進行定位，軸段上應有軸肩，同時能在軸段上順利安裝軸承，軸段必須滿足軸承內徑的標準，故軸段直徑取d12=25mm用相同的方法確定軸段、的直徑為d13=30mm，d14=40mm；為了方便左軸承的拆卸

20、，可查出初選兩軸承為角接觸球軸承7005AC型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d5=35mm。3）確定軸各段長度 齒輪的輪轂的寬度為50mm，為保證齒輪的固定可靠，軸段的長度贏略短于齒輪的輪轂寬度，取為48mm；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的距離，取間距為10mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距離箱體內壁的距離為5mm，所以軸段的長度應取為15mm，軸承支點的距離為98mm；根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定的距離要求，取l1=65mm;查閱有關聯軸器的手冊取l2=60mm；在軸段、分別加工出鍵槽，使兩鍵槽使兩鍵槽處于軸的同

21、一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約510mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查得。按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉矩：已知T1=32.01N·m圓周力 =2000×32.01/50=1280.24 N徑向力 =tan=1280.24×tan20°=465.97 N由于為直齒輪，軸向力=0 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=49mm強度校核繪圖 1)繪制軸受力簡圖（如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=232.99NFAZ=FBZ=Ft/2=640.12N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面

22、C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=232.99×49/2=5.7N·m3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=640.12×49/2=15.7N·m4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(5.72+15.72)1/2=16.7N·m5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T1=9.55×（P1/n1）×106=32.01N·m6）繪制當量彎矩圖（如圖f）因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+()21/2=16.

23、72+(1×32.01)21/2=36.1N·mm校核危險截面C的強度e=Mec/（0.1d43）=36.1/（0.1×403）=5.64MPa< -1b=60MPa該軸強度足夠。6.2輸出軸的設計計算選用45#調質，硬度217255HBS，查教材表（14.6）查得強度極限為b=650MPa,再由表（14.2）得許用彎曲應力-1b=60MPa根據教材例題，并查表（14.1），取c=（107 118）dc(P2/n2)1/3=（107 118）(1.0221/106.94)1/3=22.7125.01mm取d=25mm軸的結構設計1）軸的零件定位，固定和裝配

24、單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。2）確定軸各段直徑軸段直徑最小d21=25mm，考慮要對安裝在軸段上的聯軸器進行定位，軸段上應有軸肩，同時能在軸段上順利安裝軸承，軸段必須滿足軸承內徑的標準，故軸段直徑取d22=30mm用相同的方法確定軸段、的直徑為d23=35mm，d24=45mm；為了方便左軸承的拆卸，可查出6208型滾動軸承的安裝高度為3.5mm，取d25=40mm。3

25、）確定軸各段長度 齒輪的輪轂的寬度為60mm，為保證齒輪的固定可靠，軸段的長度贏略短于齒輪的輪轂寬度，取為58mm；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的距離，取間距為10mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距離箱體內壁的距離為5mm，所以軸段的長度應取為15mm，軸承支點的距離為118mm；根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定的距離要求，取l1=75mm;查閱有關聯軸器的手冊取l2=70mm；在軸段、分別加工出鍵槽，使兩鍵槽使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約510mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查得。按彎扭復合強度

26、計算求分度圓直徑：已知d2=150mm求轉矩：已知T2=91.28N·m求圓周力Ft：Ft=2T2/d2=2×91.28×103/150=1217.1N求徑向力FrFr=Ft·tan=1217.1×0.36379=443.0N兩軸承對稱LA=LB=59mm繪圖 1)繪制軸受力簡圖（如圖a）2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=443.0/2=221.5NFAZ=FBZ=Ft/2=1217.1/2=608.6N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=221.5×59/2=

27、6.53N·m3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=608.6×59/2=17.95N·m4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=（MC12+MC22）1/2 =（6.532+17.952）1/2 =19.10N·m5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T2=9.55×（P2/n2）×106=91.28N·m6）繪制當量彎矩圖（如圖f）因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=19.102+(1×91.28)21/2 =93.26

28、N·m校核危險截面C的強度e=Mec/（0.1d）=93.26/(0.1×453)=10.23Mpa<-1b=60Mpa該軸強度足夠。7滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命16×365×10=58400小時7.1計算軸承已知nI=320.82r/min兩軸承徑向反力：FR1=465.97N，FR2=443.00N ，因為是圓柱直齒輪故：Fa=0初選兩主動軸承為角接觸球軸承7004AC，兩從動軸承為角接觸球軸承7006AC型，軸承內部軸向FS=0.68FR 則FS1=0.68FR1=316.86N，FS2=0.68FR2=301.24N

29、FS2 +Fa<FS1 故取2端為壓緊端Fa1=FS1=316.86NFa2=FS1 - Fa=316.86-0=316.86N計算當量載荷P1、P2根據教材表（15.13 ）7007AC 、7005AC 型 查得e=0.68Fa1/FR1=316.86N/465.97N=0.68=eFa2/FR2=316.86N/443.00N>0.68=e查教材表（15.13）系數x、y x1=1 x2=0.41 y1=0 y2=0.87根據教材表15.12 取f P=1.4P1=fP(x1FR1+y1Fa1)=1.4×(1×465.97+0)=443.6NP2=fp(x2

30、FR2+y2Fa2)=1.4×(1×443.00+0.41×316.86)=750.11N軸承壽命計算選取了兩種不同型號的7005AC、7007AC,故兩種分別校核，查手冊P76表（6-6）有7005AC、7007AC的Cr1=11200N，Cr2=18500N 取=3，fT=1，則根據教材式（15.5）得 L10h1=841836.8>58400(預期工作時間)L10h2=2355129.2>58400故軸承合適。8鍵聯接的選擇及校核計算8.1主動軸與齒輪1聯接采用平鍵聯接軸徑d13=30mm L13=43mm T1=32.01N·m查手冊

31、P97 選A型平鍵鍵10×8 GB1096-79l=L13-b=43-10=33mm h=8mmp=4T/dhl=4×32.01/(30×8×33) =16.2Mpa<p(110Mpa)8.2從動軸與齒輪2聯接用平鍵聯接軸徑d23=35mm L23=59mm T2=91.28Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵16×10 GB1096-79l=L2-b=59-16=43mm h=10mmp=4T/dhl=4×91.28/35×10×43=24.3Mpa<p故滿足要求。9聯軸器得選擇和計算聯軸器得計算轉矩，因

32、在前面已經考慮功率備用系數1.2，故=1.2×91.28=109.5（N·m）式中：查表取工作系數根據工作條件，選用十字滑塊聯軸器，許用轉矩許用轉速；配合軸徑，配合長度，故合適。10箱體主要結構尺寸計算 箱座壁厚=10mm 箱座凸緣厚度b=1.5=15mm 箱蓋厚度=9mm 箱蓋凸緣厚度=1.5=14mm箱底座凸緣厚度=2.5 ,=10mm ,軸承旁凸臺高度h=45，凸臺半徑R=16mm齒輪軸端面與內機壁距離=12mm大齒輪頂與內機壁距離=14mm小齒端面到內機壁距離=15mm上下機體筋板厚度=8mm , =9mm主動軸承端蓋外徑=140mm從動軸承端蓋外徑=190mm地腳

33、螺栓M18，數量6根11減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×1.5油面指示器選用游標尺M16起吊裝置12潤滑與密封12.1齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。12.2滾動軸承的潤滑由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。12.3潤滑油的選擇齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。12.4密封方法的選取選用凸緣式端蓋易于調整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。13設計小結 1機械設計是機械工業的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融機械制圖、機械設計基礎、工程力學、機械制造、CAD制圖等于一體，使我們能把所學的各科的知識融會貫通，更加熟悉機械類知識的實際應用。2這次的課程設計,對于培養我們理論聯系實際的設計