机械课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书 课程设计说明书题目单级圆柱齿轮减速器学院 ：专业 ： 学号 ：学生 ： 指导老师： 2016年 月 日设计说明书设计及说明结果一、传动方案的确定（如下图）：采用普通V带传动加一级了圆柱齿轮传动。二、原始数据：a) 带拉力： F=1500Nb) 带速度： v=1.5m/sc) 滚筒直径： D=250mm三、确定电动机的型号：1选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率：运输机主轴上所需要的功率：Pw=Fv1000=1500×1.51000=2.25kW传动装置的总效率：总=联轴轴承2齿轮V带w其中，查机械设计课程设计P6表2-3V带，V带传动的效

2、率V带=0.95齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）齿轮=0.97轴承，滚子轴承的效率轴承=0.98联轴，弹性联轴器的效率联轴=0.99w，工作机的效率w=0.96所以：总=联轴轴承2齿轮V带w=0.99×0.982×0.97×0.95×0.96=0.84电动机所需功率：Pd=Pw=2.250.84=2.68kW3选择电动机的转速：工作机的转速： nw=v×60×1000D=1.5×60×10003.14×250=114.6r/min根据机械设计课程设计P5表2.2V带传动比范围i1=24，单级圆柱齿轮

3、（闭式，斜齿）传动比i2=36，电动机转速范围：nd=nwi1i2=114.6×24×36=687.552750.2r/min根据以上数据可得出以下两个方案方案电动机型号额定功率电动机转速r/min同步转速满载转速1Y100L23150014402Y132S31000960低转速电动机的级对数多，外廓尺寸用重量都较大，价格较高，但也以使传动装置总传动比减小，使传动装置的体积、重量较小；高转速电动机则相反。因此综合考虑，分析比较电动机及传动装置的性能，尺寸、重量、极数等因素，可见方案2比较合适。所以，选定电动机型号为Y132S，电动机同步转1000r/min，满载转速nm=9

4、60r/min。四、确定传动装置的总传动比及各级分配：传动装置得总传动比： i=nmnw=960114.6=8.38取V带传动比：i1=2.5；单级圆柱齿轮减速器传动比：i2=3.351计算各轴的输入功率：电动机轴Pd=2.68kW轴（高速轴）P1=1Pd=2.54kW轴（低速轴）P2=23P1=2.42kW2计算各轴的转速电动机轴nm=960r/min轴n1=nmi1=384r/min轴n2=n1i2=114.6r/min3计算各轴的转矩电动机轴Td=9550Pdnm=26.61Nm轴T1=9550P1n1=63.20Nm轴T2=9550P2n2=201.33Nm4上述数据制表如下：轴名功率

5、P/KW转矩/(N·m)转速n/(r/min)传动比i电动机轴2.6826.61 960.00 2.5小齿轮I轴2.54 63.20384.00 3.35大齿轮II轴2.42 201.33 114.6 五、传动零件的设计计算:1普通V带传动的设计计算: 确定计算功率PcPc=KAPd=1.2×2.68=3.21kWKA根据机械设计P347附表2.6，此处为带式运输机，载荷变动小，每天两班制工作每天工作8小时，选择工作情况系数KA=1.2 选择V带型号根据机械设计P344附表2.5a，此处功率Pc=3.21kW与小带轮的转速nm=960r/min，选择B型V带，d=180mm

6、。 确定带轮的基准直径dd1，dd2根据机械设计P344/P345，附表2.5a和附表2.5b取小带轮直径Dd1=180mm大带轮的直径Dd2=450mm 验证带速v=Dd1nm60×1000=9.04m/s在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传动中心距a0初选传动中心距范围为：0.7(Dd1+ Dd2)a02(Dd1+ Dd2)，即441a01260，初定a0=650mmV带的基准长度Ld0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2317.14mm根据机械设计基础P56表3-2，选取带的基准直径长度Ld=2300mm。实际中心距：a=

7、a0+Ld-Ld02=650+2300-2317.142=641.43mm取 a=642mm 验算主动轮的包角1=180°-Dd2-Dd1a×180°=155.87°>120°故包角合适。 计算V带的根数zzPc(P0+P0)KaKL由nm和dd1值，查机械设计基础表3-3，得P0=6.04kW查机械设计基础表3-5查得P0=0.38kW查机械设计基础表3-4，得Ka=0.93查机械设计基础表3-2，得KL=1.01z0.81取z=1根。 计算V带的合适初拉力F0F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2根据查机械设计基础表3-1，q=0

8、.17F0=313.53N 计算作用在轴上的载荷Q=2zF0sin12=613.2N V带轮的结构设计（根据机械设计表14.1）（单位：mm）带轮尺寸小带轮大带轮槽型BB基准宽度bd1414基准线上槽深hamin3.53.5槽间距e190.4190.4摩擦系数f12.512.5轮缘厚min7.57.5外径DaDd1=180mmDd2=450mm带轮宽度BB=z-1e+2f=44mmB=z-1e+2f=44mm带轮结构腹板式轮辐式V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s2齿轮传动设计计算（1）选择齿轮材料选择齿轮材料，为了便于制造，采用软齿面齿轮，根据机械设计基础表5-5，

9、大小齿轮材料选取如下：小齿轮材料取为40MnB钢，调质处理，241286大齿轮材料取为45钢正火，169217（2）按齿面接触强度设计一对钢制外啮合齿轮设计公式用式d3671H2u+1uKT1d 计算小齿轮传送的扭矩 T1=9.55×106P1n1=1.18×105（N·mm） 选择小齿轮的齿数z1=25；大齿轮的齿数z2=5.36×25=134取z2=134 初选取齿轮为8级的精度(GB10095-2001) 载荷平稳，对称布置，轴的刚度较大，取载荷综合系数K=1.2（机械设计基础表5-6） 齿宽系数取d=0.9(机械设计基础表5-9) 确定许用接触应

10、力由图5-28查得Hlim1=720Mpa Hlim2=460Mpa由表5-8查得SHlim=1由式5-33H=HlimSHmin，得H1=720Mpa，H2=460Mpa所以H=H2=460Mpa 计算小齿轮分度圆直径d1367146025.36+15.361.2×1180000.9=73.5 计算模数 m=d1z1=73.525=2.94(mm)，由机械设计基础表5-1取m=3.0mm 计算齿轮主要尺寸及圆周速度分度圆直径 d1=z1m=25×3=75(mm)；d2=z2m=134×3=402(mm)； 中心距a=m2z1+z2=3225+134=238.5m

11、m； 齿轮齿宽b=dd1=0.9×75=67.5(mm)；取b1=73(mm)b2=67(mm) 圆周速度v=d1n160×1000=×75×38460×1000=1.5(m/s)，由表5-4知可用8级精度（3）校核齿根弯曲强度校核公式用式（5-34）F=2KT1YFsbm2z1F (MPa) 复合齿形系数根据z1、z2 由图5-30查得YFs1=4.19；YFs2=3.92 确定许用弯曲应力F由图5-31查得Flim1=530Mpa； Flim2=360Mpa，由表5-8查得，SFmin=1，故由式（5-36）得F1=530MPa，F2=36

12、0MPa 式中已知 K=1.2，T1=118000Nmm，m=2.5mm，b=67mm 校核计算F1=2×1.2×118000×4.1967×32×25=78.71MpaF1=530(MPa)F2=F1YFS2YFS1=78.71×3.924.19MpaF2=360(MPa)校核计算安全（4）结构设计小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用腹板式，几何尺寸制表如下： 名称代号计算公式结果小齿轮大齿轮中心距aa=m2(z1+z2)238.5mm传动比ii=z2z15.36模数m设计和校核得出3齿顶高haha=m3mm齿根高hfhf=ha+c3.25

13、mm全齿高hh=ha+hf6.25mm顶隙c0.25mm齿数z25134分度圆直径dd=mz75mm402mm齿顶圆直径dada=d+2ha81mm406mm齿根圆直径dfdf=d-2hf68.5mm395.5mm齿轮宽BB=dd173mm67mm六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计根据机械设计课程设计P14表3-1经验公式，列出下表：名称代号尺寸计算结果（mm）底座壁厚0.025a+17.58箱盖壁厚1(0.80.85)88底座上部凸缘厚度h0(1.51.75)12箱盖凸缘厚度h1(1.51.75)112底座下部凸缘厚度h2(2.252.75)20底座加强肋厚度e(0.81)8底盖加强肋厚度

14、e1(0.80.85)17地脚螺栓直径d216(M16)轴承座联接螺栓直径d20.75d12箱座与箱盖联接螺栓直径d3(0.50.6)d8(M8)轴承盖固定螺钉直径d4(0.40.5)d12视孔盖固定螺钉直径d5(0.30.4)d6轴承盖螺钉分布圆直径D1D+2.5d460/80螺栓孔凸缘的配置尺寸c1/c2/D0表3-222/20/30地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸c1'/c2'/D0'表3-325/23/45箱体内壁与齿轮距离1.210箱体内壁与齿轮端面距离112底座深度H0.5da+(3050)190外箱壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(510)47七、轴的设计：1高

15、速轴的设计：（1）选择轴的材料：选取45号钢并作正火处理，由表12-1查得B=590MPa（2）按转矩估算轴的最小直径根据机械设计基础应用式（12-2）估算。由表12-2取C=118，于是得dC3P1n1=118×34.74384=27.3mm 估算所得应是最小直径（即安装联轴器）处的直径，该轴段因有键槽，应加大（37）%并圆整，取d=30mm.（3）轴的结构设计根据估算所得直径、轮毂宽及安装情况等条件，轴的结构及尺寸可进行草图设计，如图12-18a所示，轴的输出端用LT5型（GB/T4323-2002）弹性套柱销联轴器，孔径30mm，孔长60mm，取轴肩高5mm作定位用。齿轮两侧对

16、称安装一对7207C(GB/T292-1994)角接触球轴承，其宽度为17mm。左轴承用套筒定位，右轴承用轴肩因为与V带联接处有一键槽，所以直径应增大5%，考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取安装带轮处轴径d=30mm，根据密封件的尺寸，选取小齿轮轴径为d=55mm。初选取型号为30210的圆锥滚子轴承，d=50mm D=90mm B=21.75mm。1) 两轴承支点间的距离：L1=B1+21+22+B式中：B1，小齿轮齿宽，B1=93.5mm1，箱体内壁与小齿轮端面的间隙，1=12mm2，箱体内壁与轴承端面的距离，2=10mmB，轴承宽度， B=21.75mm代入上式得L1=93.5+2

17、5;12+2×10+21.75=159.25mm2) 带轮对称线到轴承支点的距离：L2=B2+l2+k+l3+B3/2式中：，轴承盖高度l2=+c1+c2+5+t-2-B=8+22+20+5+10-10-21.75=33.25mmt，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，l3，螺栓头端面至带轮端面的距离，l3=15mmk，轴承盖M8螺栓头的高度，查机械设计课程设计P82表9-2可得k=5.3mmB3，带轮宽度，B3=118mm解得L2=21.752+33.25+15+5.3+1182=143.425mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的计算简图（见下图） 计算作用在轴上的力小

18、齿轮受力分析圆周力：Ft1=2T1d1=2×337.4×100061.9=10901N径向力：Fr1=Ft1tanncos=10901×tan20°cos14.2452°=4094N轴向力：Fa1=Ft1tan=10901×tan14.2452°=2768N 计算支反力水平面：RAH=RBH=Ft12=5450.5N垂直面：MB=0RAVL1-Fr1L12+Fa1d2-QL1+L2=0RAV×159.25-4094×159.252+2768×61.92-3340.71159.25+123.425

19、=0得：RAV=7439NF=0RBV=RAV-Q-Fr1=7439-3340.7-4094=4.3N 作弯矩图水平面弯矩：MCH=-Fa1d2=-2768×61.92=-85670Nmm垂直面弯矩：MAV=-QL2=-3340.7×123.425=-412326NmmMCV1=-QL2+L12+RAHL12=-3340.7×123.425+159.252+5450.5×159.252=-244333NmmMCV2=-RBVL12=-4.3×159.252=-342Nmm合成弯矩：MA=MAV=-412326NmmMC1=MCH2+MCV12=

20、(-85670)2+(-244333)2=258917NmmMC2=MCH2+MCV22=(-85670)2+(-342)2=85671Nmm 作转矩图T1=144400Nmm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数=0.6，则：McaD=MD2+T12=02+0.6×3374002=202440NmmMcaA=MA2+(T1)2=(-412326)2+(0.6×337400)2=459342NmmMcaC1=MC12+T12=2589172+0.6×3374002=328664NmmMcaC2=MC22+(T1)2=(85671)2+(0.6×337400

21、)2=219821Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时的许用应力-1b=60MPa由弯矩图可以知道，A剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：caC2=McaAWMcaA0.1dA3=4593420.1×503=36.75MPa<-1b=60MPaD剖面的轴径最小，该处的计算应力为：caD=McaDW'McaD0.1dD3=2024400.1×403=31.63Pa<-1b=60MPa均满足强度要求。2低速轴的设计（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质， HBS2=250(GB6

22、99-1988)（2）初步估算轴的最小直径根据机械设计课程设计P115表16-2，取A=110，dA3P2n2=110×313.0376.98=60.8mm（3）轴的结构设计考虑联轴器的结构要求及轴的刚度，取装联轴器处的轴d=65mm，根据机械设计课程设计P150表15-4。十字滑块联轴器处轴径取d=65mm，安装长度L1=125mm。按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=75mm，初选型号为30215型的圆锥滚子轴承，d=75mm D=130mm B=27.25mm。3) 两轴承支点间的距离：L3=B2+21+22+B式中：B2，大齿轮齿宽，B2=86.5mm1，箱体内壁与小齿轮

23、端面的间隙，1=12mm2，箱体内壁与轴承端面的距离，2=10mmB，轴承宽度，选取30214型轴承，B=27.25mm代入上式得L3=86.5+2×12+2×10+27.25=157.75mm4) 联轴器对称线到轴承支点的距离：L4=B2+l2+k+l3+B3/2式中：，轴承盖高度l2=+c1+c2+10+t-2-B=8+22+20+10+5-10-27.25=27.75mmt，轴承盖凸缘厚度，t=1.2d4=10mm，l3，螺栓头端面至联轴器端面的距离，l3=15mmk，轴承盖M8螺栓头的高度，查机械设计课程设计P82表9-2可得k=5.3mmB3，联轴器的安装长度，B

24、3=125mm解得L4=27.252+27.75+5.3+15+1252=124.175mm（4）按弯扭合成应力校核轴的强度 计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力：Ft1=2T2d2=2×1616.5×1000312.1=10359N径向力：Fr1=Ft1tanncos=10359×tan20°cos14.2452°=3890N轴向力：Fa1=Ft1tan=10359×tan14.2452°=2630N 计算支反力水平面：RAH=RBH=Ft12=5179.5N垂直面：MB=0RAVL3-Fr1L32-Fa1d22=0RA

25、V×157.75-3890×172.752-2630×312.12=0得：RAV=4547NF=0RBV=RAV-Fr1=4547-3890=657N 作弯矩图水平面弯矩：MCH=-RAHL32=-5179.5×157.752=-408533Nmm垂直面弯矩：MAV=0NmmMCV1=RAVL32=4547×157.752=358645NmmMCV2=-RBVL32=-657×157.752=-53241Nmm合成弯矩：MA=MAV=0NmmMC1=MCH2+MCV12=(-408533)2+(358645)2=543623NmmMC

26、2=MCH2+MCV22=(-408533)2+(-53241)2=411988Nmm 作转矩图T1=1616500Nmm当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数=0.6，则：McaA=MA2+(T1)2=(0)2+(0.6×1616500)2=969900NmmMcaC1=MC12+T12=5436232+0.6×16165002=1111860NmmMcaC2=MC22+(T1)2=(411988)2+(0.6×1616500)2=1053774Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度.轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限b=650MPa，对称循环变应力时的许用

27、应力-1b=60MPa由弯矩图可以知道，C1剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为：caC2=McaC1WMcaC10.1dC13=11118600.1×803=21.7MPa<-1b=60MPa 联轴器处轴颈最小 caD=McaDWMcaD0.1dD3=9699000.1×653=35.32MPa<-1b=60MPa 均满足强度要求。八、滚动轴承的选择和计算初定高速轴轴承型号30210，低速轴上轴承型号30215.1高速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30210， e=1.5tan=1.26Cr=72.2kN 轴承径向载荷R1=RAH2+(RAV)2=545

28、0.52+74392=9222NR2=RBH2+RBV2=5450.52+-4.32=5451N轴承轴向载荷：S1=5950N S2=3517N 外部轴向力：F=2768NS2<F+S1A1=F+S1=2768+5950=8718NA2=S1=5950NA1R1=59509222=0.65<eA2R2=87185451=1.60>e查机械设计P370附表9.1 X1=1 Y1=0 X2=0.4 Y2=0.4cot=0.48P1=X1RA+ Y1A1=9222NP2=X2RB+Y2A2=6365N由此可见，P1>P2，应该验算P1。 验算滚动轴承寿命在常温下工作，轻微冲击

29、，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1Lh=10660n(fTCfFP1)=100000060×388(1×722001.1×9222)103=29791h>15000h 选取的轴承合适。2低速轴滚动轴承校核 初步选取的轴承：选取30215， e=1.26Cr=135kN 轴承径向载荷R1=RAH2+(RAV)2=5179.52+45472=6892NR2=RBH2+RBV2=5179.52+6572=5221N轴承轴向载荷：S1=4446N S2=3368N 外部轴向力：F=2630NS1<F+S2A1=F+S2=2630+3368=59

30、98NA2=S2=3368NA1R1=59986892=0.87<eA2R2=33685221=0.65<e查机械设计P371附表9.1 X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 P1=X1R1+ Y1A1=6892NP2=X2R2+Y2A2=5221N由此可见，P1>P2，应该验算P1。 验算滚动轴承寿命在常温下工作，轻微冲击，由表18-8、18-9查得fT=1，fF=1.1Lh=10660n(fTCfFP1)=100000060×388(1×1350001.1×6892)103=3192446h>15000h选取得轴承合适。九、联轴器的选

31、择和计算电动机，转矩变化小，选取工作系数K=1.5Tca=1.51.3×1616.5=1865.2Nm根据工作条件，选用十字滑块联轴器，查机械设计课程设计P150表15-4得，许用转矩T=2000Nm，许用转速n=250r/min；配合轴径d=65mm，配合长度L=125mm，C型键。十、键联接的选择和强度校核1高速轴与V带轮用键联接 选用圆头普通平键（A型）轴径d=40mm，及带轮宽B3=118mm根据机械设计课程设计P95页表10-1，选择A12100（GB/T 1096-1979） 强度校核：键的材料选为45号钢，V带轮材料为铸铁。根据机械设计P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力p=100120MPa ，键的工作长度l=L-b2=94mm挤压应力b=4Thld=4×337.4×10008×94×40=44.9MPa<p满足要求2低速轴与齿轮用键联接 选用圆头普通平键（A型）轴径d=80mm，及带轮宽B3=86.5mm根据机械设计课程设计P95页表10-1，选择A2280（GB/T 1096-1979） 强度校核：键的材料选为45号钢。根据机械设计P369表8-1载荷轻微冲击，键联接得许用应力p=100120MPa，键的工作长度l=L-b=58mm挤压应力b=4Thld=4×1616.5