机械设计基础课程设计..机械设计基础课程设计

1、机械设计基础课程设计计算说明书设计题目：一级圆柱齿轮减速器学院：材料学院班级：学号：设计者：指导教师：姜勇日期：2014年7月22目录2222一设计任务书传动系统方案的拟定三电动机的选择四传动比的分配五传动系统的运动和动力参数计算六传动零件的设计计算七减速器轴的设计八轴承的选择与校核1522221719一减速器润滑方式，润滑剂及密封装置19九键的选择与校核十联轴器的选择222220十二箱体结构的设计十三设计小结23十四参考文献- -设计与计算过程演示结果、设计任务书1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用带传动和一级圆柱齿轮减速器。软齿面、按照工作机功率计算。2、原始数据输送带轴所需扭矩=6

2、70Nm输送带工作速度v=0.75m/s输送带滚筒直径d=330mm减速器设计寿命为8年（两班制），大修期限四年。3、工作条件两班制工作，空载起动载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：3：【圆柱齿轮减速器；4：1：V带；2输送带带式输送机由电动机驱动。电动机5将动力传到带传动1,再由带传动传入一级减速器3,再经联轴器4将动力传至输送机滚筒一级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择联轴器；5：电动机；6滚筒，带动输送带2工作。传动系统中采用带传动及按设计要求及工作条件选用Y系列三

3、相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。1、电动机的功率根据已知条件由计算得知工作机所需有效效率6700 x0.75Pw，0.33/2，3.05KWw10001000设：n1联轴器效率=0.99；n2闭式圆柱齿轮传动效率=0.97n3V带传动效率=0.96n4对轴承效率=0.99P，3.05KWw- -n5输送机滚筒效率=0.96由电动机至运输带的传动总效率为,2,0.99X0.97X0.96x0.992x0.96=0.867412345工作机所需电动机总功率P305P_w3.52KWr,0.8674由表所列Y系列三相异步电动机技术数据中可以确定，满足Pm三Pr条件的电动机额定功率P应取为4

4、KWm,0.8674P3.52KWr2、电动机转速的选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速60 x1000v60 x1000 x0.75/.n=43.41r/mmw冗D3.14x330额定功率相同的同类型电动机，可以有几种转速供选择，如三相异步电动机就有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。（电动机空载时才可能达到同步转速，负载时的转速都低于同步转速）。电动机的转速高，极对数少（相应的电动机定子绕组的极对数为2、4、6、8），尺寸和质量小，价格也便宜，但会使传动装置的传动比加大，结构尺寸偏大，成本也会变高。若选用低转速的电动

5、机则相反。一般来说，如无特殊要求，通常选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机。选用同步转速为1000r/min的电动机，对应于额定功率Pm为4KW的电动机型号应为Y132M1-6型。有关技术算据及相应算得的总传动比为：电动机型号：Y132M1-6额定功率：4KW同步转速：1000r/min满载转速：960r/min总传动比：22.115电动机中心高H=132mm,轴伸出部分用于装联轴器段的直径和长度分别为D=38mm和E=80mm。四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比.n960115i22.115n43.41w由传动系统方案，分配各级传动比iixi4.68x4.7

6、3=22.115带1齿2五、传动系统的运动和动力参数计算n43.41r/min电动机型号Y132M1-6i22.115i4.68带1i4.73齿2- -传动装置从电动机到工作机有四轴，分别为I、II、III、W轴，传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下：I轴（电动机轴）：nn960r/min1mPp3.52KW1rp352T9550i9550,=35.02N-m1n960ini960r/minP3.52KWiT35.02N-miII轴（减速器高速轴）竺竺205.13r/mini4.681P,n3.52,0.963.38KW112P338T955049550,=157.36N-m2n205.13

7、2III轴（减速器低速轴）n205.13.337.=43.37r/min4.732P，n3.38,0.99,0.99=3.31KW223P331T955039550,=728.86N-m3n43.373W轴（输送机滚筒轴）nn43.37r/min43PP,n3.31,0.99，0.97=3.18KW4334P318T9550牛9550,=699.92N-m4n43.374将计算结果和传动比及传动效率汇总如表n205.13r/min2P3.38KW2T157.36N-m2n43.37r/min3P3.31KW3T728.86N-m3n43.37r/min4P3.18KW4T699.92N-m4-

8、 -轴名功率P(kw)转矩T(Nm)转速(r/min)I轴3.5235.02960II轴3.38157.36205.13III轴3.31728.8643.37IV轴3.18699.9243.37六、传动零件的设计计算传动装置中除减速器外，通常先设计减速器外部的传动零件。1、V带传动已知条件：原动机种类和所需的传递的功率（或转矩）、转速、传动比、工作条件和尺寸限制等。设计计算主要内容：确定带的种类、选择带的型号、选择小带轮直径、大带轮直径、中心距、带的长度、带的根数、初拉力尸0和作用在轴上的载荷Fq。计算功率Pc由书表13-1查得K=1.2，故AP=KP=1.2,4KW=4.8KWcA选取V带型

9、号P=4.8KWc根据Pc=4.8KW和小带轮转速=960r/min,由书图13-1可知，工作点处于A型带间,故首先选择A型带。小轮基准直径d和大轮基准直径dd1d2希望结构紧凑，由书表13-1并参考表13-2,取d=100mm,选取=0.01，则大轮的基准d1直径d=id(1)=4.68,100,(10.01)=463.32mmd2d1由书表8-4取d=450mm。此时从动轮实际转速d2960,100，0.99/.me/n=r/min=211.2r/min2450转速误差211.2-205.13205.13=2.96%5%,合适d=100mmdid=450mmd2- #- #-验算带速- -

10、兀ndV=-d!-60,1000v二5.03m/s初定中心距a0因a=2(dmaxId)=2,(100450)mm=1100mmd1d2a=0.7(dd)=0.7(100450=385mmmind1d2先根据结构要求，取a=600mm。0初算带的基准长度L0兀(dd)2L=2a+(d+d)+d241-04a02x600丐x(450+100)4500Fmm2115.0mm由书表8-1，选取带的基准长度Ld=2000mm。实际中心距中心距a可调整,6002000一2115mm=542.5mmamin=a一0.015L=542.5一0.015,2000=512.5mmdamax=a0.03L=542

11、.50.03,2000=602.5mmd因此中心距的变化范围为512.5602.5mm。小带轮包角d一da1800血吐x57.301a180450100573=1800一x57.30542.5二143o12Oo,能满足要求。a=600mm0L=2000mmda二542.5mm1二143小带轮包角合适兀x960 x100=m/s=5.03m/s25m/s,合适60 x1000- #- -单根V带所能传递的功率由n=960r/min、d1I=100mm和A型v带，查书表13-4,用插值法得P=0.96KW。d10单根V带传递功率的增量P0查书得：P=0.17KW。0计算V带的根数Pz(P,P)KK

12、00al由小带轮包角a143查表13-6得心=0898；由基准长度耳2000mm及A型V带查书表13-3得0=1.03,故4.8(0.96+0.17)x0.898x1.034.59取z=5根。所采用的V带为A-2000X5.作用在带轮轴上的力求单根V带的张紧力500Pczv(2.5(Ka-1)+qv2NP0z=5=0.17KW172.8N查书表13-7得A型带q0.10Kg/m,故F500X4.8x(2-1)+0.10 x5.032N172.8N0yF2，所以应验算小齿轮。F1F2验算弯曲应力计算时应以齿宽b2代入则2KTY2x1.4x157.36x103x2.69，-F1，MPaF1bzm2

13、82.8x24x321，66.27MPa192MPa，安全。七、减速器轴的设计1、减速器高速轴的设计轴的材料及热处理：选用45钢，正火处理，由书P333表16.1得：毛坯直径WIOOmm，硬度241HBS,抗拉强度“，600MPa，屈服B强度，355MPa，弯曲疲劳极限，275MPas-1初算轴的最小直径d，并进行初步结构设计：min由书P341表16.2查得C=118107。rPI338d，C3，(107118)x3mmn205.13沁2730mm取d=29mm，最小直径还要符合相配零件的孔径(此处是V带min轮)标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03X28mm=29.87mm，取d=3

14、0mm。d30mm1确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定d35mm2外伸端(与V带轮相连)：取最小直径d=30mm；id40mm3V带轮定位轴肩高H=0.08d=2.4mm，故d=d+2H=34.8mm；取121d40mm435mmd42mm5安装两滚动轴承处的轴颈直径为d=40mm；3要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径dd40mm,夕卜d50mm6TOC o 1-5 h z3径为50mm；d40mm7E为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=42mm；考虑轴承固定要求，取轴环直径dd+0.18d49.56mm；655取50mm轴承代号为630

15、8dd40mm。73(4)选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册P66表6-1得：轴承代号为6308。基本尺寸d=40mm,D=90mm，B=23mm。安装尺寸d49mm,D=81mm,r=1.5mm。aminamaxasmax基本额定动载荷c40.8kN，基本额定静载荷C24.0kNd8mm3e9.6mmror轴承盖的设计：D130mm2带有密封件的轴承盖，轴承外径D=90mm,取d=8mm；即M83d9mm时，e=1.2d=9.6mmD110mm003DD+(55.5)d(90+5,8)mm二130mm23D0.5(D+D)0.5,(130+90)二110mm02轴各段的长度设计：箱盖壁厚

16、10.02a+10.02,207+1二5.14mm8mm，故取8mm；1箱体内壁与大齿轮顶圆应留有空隙舛二1.29.6mm，取=10mm；- #- -箱体内壁与小齿轮端面应留有空隙A2，=8mm,故取A=9mm；22因为内壁至轴承座端面的距离L=+CC(812),查手册P149212表11-2得：C=14mm,C=12mm,=8mm1min2minL=(8+14+12+10)mm=44mml=58mm1根据d=30mm，查手册P15表1-29得：外伸轴长度l=58mm11轴承宽度B=23mm,l=30+e+(LB10)=50.6mm22l=B+10+2+5=40mm，5mm为套筒宽度；3=50

17、.6mm2l二40mm3l=87mm42- #- #- - #-l=6mm5小齿轮宽度b=87.8mm，故取l=87mmTOC o 1-5 h z14l二40mm6查手册P17表1-31得轴环宽度l二1.4h二1.4x0.1d二5.6mm，取4l=6mm5Jl=l=40mm3挡油环dxn=40 x205.13=8205.2mm-r/min34.09mm5.91.3X103，25.51mm轴截面n-n的直径,1M,：0.1广0.1x551b因为在截面n-n处有一键槽，所以轴的直径要增加3%,即为26.27mm前面取di，30mm26.27mm，故强度合适。2、减速器低速轴的设计(1)轴的材料及热

18、处理：选用45钢，正火处理，由书P259表12-1得:毛坯直径W100呱硬度W241HBS，抗拉强度B,600Mpa，屈服强度,355MPa,弯曲疲劳极限1=275MPa(2)初算轴的最小直径d，并进行初步结构设计:min由书P261表12-2查得C=118107。，（107118）x:3.31143.37mm- #- #- #- #-u45.450.1mm取d=48mm,最小直径还要符合相配零件的孔径(此处是联轴器min标准尺寸，在此处开一键槽，所以d=1.03X48mm=49.44mm，取d=50mm。(3)确定轴的各段直径：采用阶梯轴，尺寸按由小到大，由两端到中央的顺序确定外伸端(与V带

19、轮相连)：取最小直径d=50mm；1V带轮定位轴肩高H=0.08d=3.6mm,故d=d+2H=58mm；121安装两滚动轴承处的轴颈直径为d=60mm；3要固定齿轮，需要安装一个套筒，取内径d，d，60mm，夕卜43径为70mm；E为便于齿轮安装，取齿轮轮毂与轴配合处直径d5=d3+2=62mm；F.考虑轴承固定要求，取轴环直径d，d+0.18d，73.16mm；655取74mm。d，50mm1d，58mm2d，60mm3d，60mm4d，62mm5d，74mm6d，60mm7轴承代号为6312- - #-G.dd60mm。3选择轴承类型：由上述一系列直径，查手册P63表6-1得：轴承代号为

20、6312。基本尺寸d=60mm,D=130mm,B=31mm。安装尺寸d72mm,D=118mm,r=2.1mm。d10mm3aminamaxasmax基本额定动载荷c81.8KN，基本额定静载荷C51.8KNrore12mm轴承盖的设计：D2180mm带有密封件的轴承盖，轴承外径D=130mm,取d=10mm；即3D155mm0M10.d11mm时，e=1.2d=12mm03DD,(55.5)d(130,5x10)mm=180mm23D0.5(D,D)0.5x(180,130)=155mm02轴各段的长度设计：箱盖壁厚0.02a,10.02x207,1=5.14mm=8mm，故取2=9丽；D

21、.因为内壁至轴承座端面的距离L,C,C,(812),查手册P149212表11-2得：C16mm,C=14mm,=8mm1min2minL+C+C+(812)48mm21min2min根据d50mm，查手册P15表1-29得：外伸轴长度l=82mm11轴承宽度B=31mm贝yl30,e,(L一B一10)10,12,7=49mm22lB+10+2+851mm，8mm为套筒宽度；3182mm1I49mm151mm3182mm19mm5- - #-151mm6H大齿轮宽度b1828mm，故取1482mm- - #-1查手册P17表1-31得轴环宽度15l4h14X0巴84mm，取l9mm5J.ll5

22、1mm63(7)挡油环dxn60 x43.37=2602.2mm，r/min2x105mm，r/min所以轴承采用脂润滑，需要挡油环。取3=10mm(8)轴的强度校核按弯矩，扭矩合成强度计算轴的计算简图如图所示:A决定作用在轴上的载荷:圆周力Ft2T2x728.86x1033424262N(d为大齿轮的节圆直径)径向力FF，tan=4301xtan200=1551N(为啮合角)rtB决定支点反作用力及弯曲力矩:al+1+0.5B(82+49+0.5x31)mm=146.5mm12b0.5B+12+9+0.51=0.5x31+21+0.5x82=77.5mm4c0.5l+1+12+0.5B0.5

23、x82+9+12+0.5x31=77.5mm45支承反力Frbh卩只纽2Ft2131N截面I-I的弯曲力矩MFb2131x77.5x10-3N，m=165N，mIHRBHF4262NtF1551Nra146.5mmb77.5mmc77.5mmM165N，mHM60N，mIHM”176N，mIH- - #-支承反力FrbvFrcv2Fr775.5“截面I-I的弯曲力矩MFb775.5,77.5,10-3N-m=60N-m1HRBV合成弯矩M”M2M2v1652602N-m=176N-m轴上的转矩T728.86N-m，轴的当量弯矩图同高速轴，同理可以判断截面I-I弯矩值最大，而截面-承受纯扭，故校

24、核这两个截面。C.计算截面I-I与-的直径：已知轴的材料为45钢，正火，其a=600MPa；查书P262表B12-3得：b55MPa，a=95MPa。则-1b0ba1bu0.58a950b截面I-I处的当量弯矩M；m2+(aT)21762+(0.58x728.86)2=458N-mIIH轴截面II-II处的当量弯矩MgT)2=aT0.58,728.86N-m=423N-m故轴截面I-I处的直径人IM,i458,103d3i343.67mm130.11a30.1x55-1b因为在截面I-I处有一键槽，所以轴的直径要增加3%，即为44.98mm。前面取d562mm44.98mm，故强度合适。轴截面

25、-的直径M458N-mIM423N-m:箸磐42.53mmMI飞011飞因为在截面-处有一键槽，所以轴的直径要增加3%,即为43.80mm前面取di50mm43.80mm，故强度合适。八、轴承的选择与校核1、高速轴的轴承校核（1）前面已选择代号为6308的深沟球轴承基本尺寸d=40mm,D=90mm，B=23mm。安装尺寸d49mm,D=81mm,r=1.5mm。aminamaxasmax- - #-基本额定动载荷C40.8KN，基本额定静载荷C24.0KNror(2)计算当量动载荷：径向载荷FF2+F2J2185.52+795.52=2186NrBrCRCHrcV轴向载荷FF0aBaC因为F

26、/C0，所以查书P298表13-7得e=0.20 HYPERLINK l bookmark8a0r又因为F/F0,e，所以查书P298表13-7得X二1,Y=0ar根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数f1.1p当量载荷Pf(XF+YF)1.1x(1x2186)N=2404Npra(3)计算必需的额定动载荷：耳f2404x:205-13x8x300 x16x1.1N16667P2404N20598N,40800N(4)求轴承寿命L:h1016667/C、16667,40.8、L()=x()3397196Lh10nP205.132.404h故所选轴承满足要求。2、低速轴的轴承校核(

27、1)前面已选择代号为6312的深沟球轴承基本尺寸d=60mm,D=130mm,B=31mm。安装尺寸d72mm,D=118mm,r=2.1mm。aminamaxasmax基本额定动载荷c81.8KN，基本额定静载荷C51.8KNror(2)计算当量动载荷：径向载荷FF、：F2+F2、.：21312+775.52=2268NrBrCrchrcv轴向载荷FF0aBaC因为F/C0，所以查书P298表13-7得e=0.20a0r又因为F/F0,e，所以查书P298表13-7得X二1,Y=0ar根据轴承的工作情况，查书P299表13-8得载荷系数f1.1P2494N- - #-(3)(4)九、当量载荷

28、Pf(XF,YF)1.1x(1x2268)N=2494Npra计算必需的额定动载荷：CP斗2494x,；43-37X8X300X16x1.1N16667p12730N81800N16667求轴承寿命L:h10T1666716667.81.8.“心仆TLx()313559341L加。n43.372.494h故所选轴承满足要求。键的选择与校核1、高速轴与带轮的连接键（1）选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=30mm,查手册P51表4T得b=8mm,h=7mmL1.5d45mm，根据键的标准长度，选择L=45mm轴t=4.0mm,毂t=3.3mm,R=

29、b/2=4m1（2）校核键联接的强度厂2T2x157.36x103F=4_td30N10491N工作长度lL-2R=45-8=37mm由书P105公式(7-20)验算键的挤压强度:2F2x10491fDgt-MPa81.01MPaphl7x37由书P105公式(7-21)验算键的剪切强度:F10491TMPa35.44MPabl8x37由书p106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳gp=125150MPa，且t=120MPa因为gQ,TT，所以所选键符合条件。pp取键标记为：8X7X45AGB/T1096-20032、低速轴与大齿轮的连接键（1）选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸

30、的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=62mm,查手册P53表4-1得b=18mm,h=11mmL1.5d93mm，根据键的标准长度，选择L=90mmb8mm,h=7mmL45mm强度符合b18mm,h=11mmL90mm- - #-轴t=7.0mm,毂t=4.4mm,R=b/2=9mm。i(2)校核键联接的强度厂2T2x728.86x103F鼻td62N23512N工作长度l=L2R=90-18=72mm由书P105公式(7-20)验算键的挤压强度:G2x23512MPa59.37MPaphl11x72由书P105公式(7-21)验算键的剪切强度:2MPa18.14MPabl18x72由书

31、P106表7-3查得不动的连接45钢，载荷平稳，=125150MPa,P且=120MPa因为GQ,，所以所选键符合条件。pp取键标记为：18X11X90AGB/T1096-20033、低速轴与联轴器的连接键选择键的类型和基本尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=50mm,查手册P51表4T得b=16mm,h=10mmL1.5d75mm，根据键的标准长度，选择L=70mm轴t=6.0mm,毂t=4.3mm,R=b/2=8mm。1校核键联接的强度厂2T2x728.86x103F=亠二N29154.4Ntd50工作长度lL2R=70-16=54mm由书P105公式(7-2

32、0)验算键的挤压强度：2F2x29154.4,”g卜MPa107.98MPaphl10 x54由书P105公式(7-21)验算键的剪切强度：F291544fMPa33.74MPabl16x54由书P106表7-3查得不动的连接45钢,载荷平稳，gp=125150MPa,且=120MPa因为gQ,88箱盖壁厚1=0.02a,1818箱盖凸缘厚度bib=1.51112箱座凸缘厚度bb=1.512箱座底凸缘厚度b2b=2.5220地脚螺钉直径dfd=0.036a,12fM20地脚螺钉数目na250,n=44轴承旁联接螺栓直径d1d=0.75d1fM16机盖与机座联接螺栓直径d2d=0.50.6)d2fM10连接螺栓d的间距2l150200150轴承端盖螺钉直径d3d=(0.