机械设计大作业(参考)

55/55机械设计CAD设计班级：2013级模具设计与制造1班学生：刘鹭学号：20130626指导教师：吴飞完成时间：2014年12月20日重庆航天职业技术学院《机械设计实训》任务书课程代码：01030039题号：A22发给学生：刘鹭题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器1—V带传动2—运输带3—一级直齿圆柱齿轮减速器4—联轴器5—电动机6—卷筒题号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输带工作拉力F/N1100112511501175120012251250127513001325运输带工作速度v/(m.s-1)1.501.551.601.651.701.501.501.551.551.60卷筒直径D/mm250255260265270240245250255260题号A11A12A13A14A15A16A17A18A19A20运输带工作拉力F/N1350137514001425145014751500152515501600运输带工作速度v/(m.s-1)1.601.551.601.551.551.601.651.701.701.80卷筒直径D/mm265260250255250240245270280300已知条件：1.卷筒效率0.96(包括卷筒与轴承的效率损失)；2.工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为±5％；3.使用折旧期10年；4.制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1.减速器装配图1张(A0或A1)；2.低速轴和低速轴齿轮的零件图各1张(比例1：1)；3.设计说明书1份，约30页，1万字左右。说明书要求：1.说明书既可手写也可打印，纸张为A4打印纸，页边距为左2.5cm、右2cm、上2cm2.说明书包括封面、任务书、目录、正文和总结，请按该顺序装订目录总论一．课程设计的目的二．课程设计的内容和任务三．课程设计的步骤四．课程设计实施过程中注意事项第二章传动装置的总体设计一．分析和拟定传动方案二．选择电动机型号三．计算总传动比和合理分配传动比四．计算传动装置的运动和动力参数第三章传动零件的设计一．选择联轴器的类型和型号二．设计减速器外传动零件三．设计减速器内传动零件第四章减速器箱体的设计第五章润滑方式和密封类型的选择个人总结6计算及说明结果第一章总论一、机械设计课程设计的目的机械设计课程设计是机械设计课程培养学生设计能力的一个重要教学环节。其目的是：进一步加深学生的课本知识，并运用所学理论和方法进行一次综合性设计训练。从而培养学生独立分析问题和解决问题的能力。使学生具有初步的设计机械运动方案以及设计机械传动系统的结构与强度的能力，增强对机械设计中有关运动、动力学和主要零部件的工作能力分析与设计的完整概念；提高学生综合运用知识的能力，增强对机械设计工作的了解和认识，使学生具备计算、制图和使用技术资料的能力，并初步掌握计算机程序的编程，能利用计算机解决有关工程设计的问题。二、机械设计课程设计的内容

机械设计基础课程设计一般选择由机械设计基础课程所学过的大部分零部件所组成的机械传动系统或结构较为简单的机械作为设计题目，较常采用的是以减速器为主体的机械传动系统，其主要设计内容如下：

1.传动方案的分析和拟定;

2.电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;

3.传动件(如齿轮传动、带传动)的设计计算；

4.轴的设计;

5.轴承及其组合部件设计；

6.键联接和联轴器的选择与校核；

7.润滑设计；

8.箱体、机架及附件的设计；

9.装配图和零件图的设计与绘制；

10.设计计算说明书的编写。

1总图和传动装置部件装配图（A1号或A0号图纸）1～2张；

2零件工作图若干张（传动件、轴和箱体、机架等，具体由老师指定）；

3设计计算说明书一份约30页，约1万字。

三、设计课程机械设计的步骤以前述常规设计题目为例，课程设计大体可按以下几个阶段进行。

1.设计准备：认真阅读设计任务书，明确设计要求、工作条件、设计内容、通过阅读有关资料、图纸、参观实物和模型，了解设计对象：准备好设计需要的图书、资料和用具；拟定设计计划等；

2.传动装置的总体设计；

确定传动系统的传动方案；计算电动机的功率、转速、选择电动机的型号；计算传动系统的运动和动力参数（确定总传动比，分配各级传动比，计算各轴的转速、功率和转矩等）计算及说明结果3.传动零件的设计计算：减速器以外的传动零件设计计算（带传动、链传动等）；减速器内部的传动零件设计计算（齿轮传动、蜗杆传动等）；

4.减速器装配工作草图设计：绘制减速器装配工作草图，选择联轴器，初定轴径；选择轴承类型并设计轴承组合的结构，定出轴上力作用点的位置和轴承支承跨距；校核轴及轮毂连接的强度；校核轴承寿命；箱体和附件的结构设计；5.工作图设计：装配工作图设计；零件工作图设计；6.整理编写编写设计计算说明书，总结设计的收获和经验教训。四、课程设计实施过程中注意事项（1）机械设计是一个循序渐进、逐步完善和提高的过程。设计者应充分认识到设计过程是一项复杂的系统工程，要从机械系统整体需要考虑问题。成功的设计必须经过反复的推敲和认真的思考才能获得，设计过程不会是一帆风顺，要注意循序渐进，逐步完善。通常设计和计算、绘图和校核、方案设计与结构设计要交叉结合进行。

(2)巩固机械设计基本技能，注重设计能力的培养。机械设计的内容繁多，而所有的设计内容都要设计者将其明确无误的表达为图样或软件形式，并经过制造、装配方能成为产品。机构设计、工作能力能力计算和结构设计等是机械设计中必备的知识和基本技能。学生应自觉加强理论与工程实践的结合、掌握认识、分析、解决问题的基本方法，提高设计能力。（3）汲取传统经验，发挥主观能动性，勇于创新。机械设计基础课程设计题目多选自工程实际中的常见问题，设计中有很多前人的设计经验可供借鉴。学生应注意了解、学习和继承前人的设计经验。同时又要发挥主观能动性，勇于创新，锻炼发现问题、分析问题和解决问题的能力。（4）从整体着眼，提高综合设计素质。在设计过程中，注意先总体设计，后零部件设计；先概要设计，后详细设计；先运动设计，后结构设计。遇到设计难点，要从设计目标出发，在满足工作能力和共走环境的前提下，首先解决主要矛盾，逐渐化解其他矛盾；鼓励使用成熟软件和计算机辅助设计。（5）正确处理传统设计与创新设计的关系，优先选用标准化、系列化产品，力求做到技术先进、安全可靠、经济合理、使用维护方便。适当采用新技术、新工艺和新方法，以提高产品的的技术经济性和市场竞争能力。计算及说明结果第二章传动装置的总体设计一．分析和拟定传：一般工作机器通常由原动机、传动装置和工作装置三个基本职能部分组成。传动装置传送原动机的动力、变换其运动，以实现工作装置预定的工作要求，它是机器的主要组成部分．

传动装置的设计方案通常由运动简图表示。它直观的反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和力的传第关系。。如下图即为带式运输机运动简图；传动装置首先应满足工作机可靠。此外，还应该结构简单，尺寸紧凑、成本低，效率高和易维护等。同时要满足上述要求是困难的，因此，应该根据具体要求，选用具体方案。分析和选择传动机构的类型及其组合是拟定传动方案的重要一环，这时应综合考虑工作装置载荷、运动以及机器的其他要求，再结合各种传动机构的特点适用范围，加以分析比较，合理选择。为便于选型，将常用传动机构的特点及其应用列于表2-1和表2-2传动装置中广泛采用减速器。常用减速器型式、特点及其应用列于表2-3传动系统应有合理顺序和布局。除必须考虑各级传动机构所适应的速度范围外，下列几点可供参考。

1．带传动承载能力较低，在传递相同转矩时结构尺寸较啮合传动大；但带传动平稳，能缓冲吸震，应尽量置于传动系统的高速级．

2．锥齿轮(特别是大模数锥齿轮)的加工比较困难，一般宜置于高速级，以减小其直径和模数。但需注意，当锥齿轮的速度过高时，其精度也需相应提高，此时还应考虑能否达到所需制造精度以及成本问题。3.斜齿轮传动较直齿轮传动平稳，相对应用于高速级

。

4．传动装置的布局应使结构紧凄、匀称，强度和刚度好．并适合车间布置情况和工人操作，便于装拆和维修。5.在传动装置总体设计中，必须注意防止因过载或操作疏忽而造成机器损坏和人员工伤，可视具体情况在传动系统的某一环节加设安全保险装置。二．选择电动机型号：1．选择电动机的类型和结构型式生产单位一般用三相交流电源，如无特殊要求(如在较大范围内平稳地调速，经常起动和反转等)，通常都采用三相交流异步电动机。我国已制订统一标准的Y系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械，如金属切削机床、风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。由于Y系列电动机还具有较好的起动性能，因此也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械(如压缩机等)。在经常起动，制动和反转的场合，要求电动机转动惯量小和过载能力大，此时宜选用起重及冶金用的YZ型或YZR型三相异步电动机。计算及说明结果2.选择电动机 电动机的容量(功率)选得合适与否，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作装置的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏，容量过大则电动机的价格高，能量不能充分利用，且因经常不在满载下运行，其效率和功率因数都较低，造成浪费。

电动机容量主要由电动机运行时的发热情况决定，而发热又与其工作情况有关．

用于长期连续运转、载荷不变或很少变化的、在常温下工作的电动机。选择这类电动机的容量，只需使电动机的负载不超过其额定值，电动机便不会过热。这样可按电动机的额定功率Pm等于或略大于电动机所需的输出功率Po，即Pm≥Po，从手册中选择相应的电动机型号，而不必再作发热计算通常按Pm=(1～1.3)Po选择，电动机功率裕度的大小应视工作装置可能的过载情况而定。（1）确定工作机功率(2)确定电动机功率η总—电机到工作机之间的总效率η总=η带×η轴承×η轴承×η齿轮×η连轴器η带=0.96～0.98（V带取0.96）η轴承=0.98～0.99η齿轮=0.96～0.99齿轮联轴器：η联轴器=0.99（根据课程设计指导书p6表2.3选取，一般取中间值）。根据电动机功率 η总=0.96×0.98×0.98×0.98×0.99=0.89电动机功率为：Pd=2.4552÷0.89=2.75kwPw=2.4552kw计算及说明结果(3)确定电动机转速总传动比:i总=n电动机÷n滚筒i总=i带·i齿轮普通V带：i带=2～4单级齿轮：i齿轮=3～5i总=（2～4）×（3～5）=6～20n滚筒=60×1000×1.55÷3.14×255=116.1r/minn电动机=（6×116.1）～（20×116.1）=696.6～2322r/min电动机转速：696.6～2322r/min电动机功率：2.75kw（根据电动机的功率和转速范围选择合适的电动机。Y系列电动机技术数据附表8-1p119）选择电动机型号有：Y112M-6Y100L-4Y132S-8满载转速1420r/min.所选电动机的主要外型尺寸和安装尺寸如下表所示。（《机械设计课程设计指导书》-P10）η总=0.89Pd=2.75kwn滚筒=116.1r/minn电动机=696.6～2322r/minn=1420r/min计算及说明结果中心高H外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底脚安装尺寸A×B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸F×GD100380×282.5×245160×1401028×608×41三．计算总传动比及分配传动比：根据电动机的满载转速nm及工作轴的转速nw即可确定传动装置的总传动比i＝nm/nw。总传动比数值不大的可用一级传动，数值大的通常采用多级传动而将总传动比分配到组成传动装置的各级传动机构。若传动装置由多级传动串联而成，必须使各级分传动比i1、i2、i3…、ik乘积与总传动比相等，即i=i1·i2·i3·…·ik原则：各级传动比应在合理的范围内:i带=2～4i齿轮=3～5各级传动尺寸协调，传动比应满足:i带<i齿轮i总=n电动机÷n滚筒=1420÷116.1=12各级平均传动比：i平==3.5注：二级圆柱齿轮展开式推荐：i1=(1.3～1.5)i2若取i带=3则：根据上述原则分配传动比：i齿轮=i总÷i带=12÷3=4四．计算传动装置的运动和动力参数：为进行传动件的设计计算，应首先推算出各轴的转速、功率和转矩。一般按由电动机至工作机之间运动传递路线推算各轴的运动及动力参数。I轴nI=n电动机÷i带=1420÷3=473r/minII轴nII=n电动机÷（i带×i齿轮）=118r/minIII轴nIII=nII=118r/min(联轴器连接）各轴功率：ＰI＝p电动机×η带=1.96kwＰII＝p电动机×η带×η轴承×η齿轮=1.88kwＰIII＝p电动机×η带×η轴承×η轴承×η齿轮×η联轴器=1.83kwi总=12i齿轮=4nI=473r/minnII=118r/minnIII=118r/min各轴功率：ＰI＝1.96kwＰII＝1.88kwＰIII＝1.83kw计算及说明结果6.计算各轴的转矩：Td=9550Pd÷nm=13.72N·m各轴转矩:T1=Td×i带×η带=39.51N·mT2=T1×i齿轮1×η齿轮×η轴承=151.79N·mT卷筒轴=T2×η联轴器×η轴承=147.27N·m运动和动力参数的计算结果列于下表：轴名参数电动机轴I轴II轴III轴转速n(r/min)1420473118118输入功率P(kw)2.041.961.881.83输入转矩T(N.m)13.7239.51151.79147.27传动比i1341效率η10.960.940.97第三章．传动零件的设计一．选择联轴器的类型和型号：一般在传动装置中有两个联轴器：一个是连接电机轴与减速器高速轴的联轴器选用弹性联轴器如弹性柱销联轴器另一个是连接减速器低速轴与工作机的联轴器选用挠性联轴器如十字滑块联轴器。对于标准联轴器主要按传递转矩的大小和转速选择型号，注意联轴器孔尺寸必须与轴的直径相适应。最小孔径应满足所连接两轴的尺寸要求。二．设计减速器外传动零件：减速器外传动件的设计计算方法按机械设计基础教材所述，下面仅就注意问题作简要说明。带传动要明确各传动件与其他机件的配装或协调关系。

如各传动件需和轴、键配装；装在电动机轴上的小带轮直径与电动机中心高应相称；大带轮不要过大。以免与机架相碰；展开式两级圆柱齿轮减速器中高速级大齿轮不能过大，以免与低速轴相碰等。（1）应注意带轮尺寸与传动装置外廓尺寸及安装尺寸的关系。例如，装在电动机轴上的小带轮外圆半径应小于电动机的中心高，带轮轴孔的直径、长度应与电动机轴的直径、长度相对应，大带轮的外圆半径不能过大，否则会与机器底座相干涉等。各轴的转矩：Td=13.72N·mT1=39.51N·mT2=151.79N·mT卷筒轴=147.27N·m计算及说明结果（2）带轮的结构型式主要取决于带轮直径的大小，其具体结构及尺寸可查教材或设计手册。应注意的是，大带轮轴孔的直径和长度应与减速器输入轴轴伸的尺寸相适应。带轮轮毂的长度L与轮缘的宽度可以不相同，一般轮毂长度L按轴孔的直径d确定，取L二(1．5～2)d，而轮缘宽度则取决于传动带的型号和根数。（3）带轮的直径确定后，应验算实际传动比和大带轮的转速，并以此修正减速器的传动比和输入转矩。三．设计减速器内传动零件：减速器内传动件的设计计算及结构设计方法依据教材有关内容进行，下面仅就注意问题作简要说明。齿轮传动：(1)在选用齿轮的材料前，应先估计大齿轮的直径。如果大齿轮直径较大，则多采用铸造毛坯，齿轮材料应选用铸钢或铸铁材料。如果小齿轮的齿根圆直径与轴颈接近，齿轮与轴可制成一体，选用的材料应兼顾轴的要求。同一减速器的各级小齿轮(或大齿轮)的材料应尽可能一致，以减少材料的牌号，降低加工的工艺要求。(2)计算齿轮的啮合几何尺寸时应精确到小数点后2到3位，角度应精确到“””’(秒)，而中心距、和结构尺寸应尽量圆整为整数。斜齿轮传动的中心距应通过改变β角(螺旋角)的方法圆整为以0、5结尾的整数。(3)传递动力的齿轮，其模数应大于1.5—2mm。(4)各齿轮的参数和几何尺寸的计算结果应及时整理并列表备用。传动件设计齿轮：（1）齿轮材料及热处理方法的选择，要考虑到齿轮毛坯的制造方法。当齿轮的顶圆直径da小于等于400—500m时，一般采用锻造毛坯；当da大于400—500时,因受铸造设备能力限制,多采用铸造毛坯。当齿轮直径与轴径接近时，齿轮与轴作成一体。（2）由工作条件及材料表面硬度确定齿轮计算方法。设计闭式直齿轮传动需确定出模数、齿数、分度圆直径、齿顶圆直径、齿宽和中心距等。设计时要注意不断调整有关参数值。（3）由强度计算出的中心距a，为便于制造和测量，应尽量圆整尾数为0或5.直齿圆柱齿轮传动可通过调整模数m和z来达到。（4）在数据处理上，一般结构尺寸要圆整（如中心距、齿宽等）以便制造和测量。几何关系尺寸要精确到小数点后2—3位，单位mm（如分度圆、齿顶圆和齿根圆直径等）。（5）各级齿轮几何尺寸，参数计算结果，可整理列表备查。计算及说明结果（6）闭式直齿圆柱齿轮传动设计计算方法可参考有关手册。1.齿轮传动的设计计算：设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动。已知：传递功率P=kw，电动机驱动，小齿轮转速n1=473r/min,传动比i=4，单向运动，在和较平稳，使用折旧期10年，两班制工作。解：（1）选择齿轮材料及精度等级：小齿轮选用40钢调制，硬度为220～250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170～210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra小于等于3.2～6.3um。2）按齿面接触疲劳强度设计：由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3确定有关参数如下：

传动比i齿=4

取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×25=100

实际传动比I0=100/25=4

传动比误差：（i-i0）/I=（4-4）/4<2.5%可用

齿数比：u=i0=4

由课本取φd=1（3）转矩T1T1=9.55×106P/n1=9.55×106×1.96/473=4×104N·m（4）载荷系数k

由课本p192表10.11取k=1（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimYNT/SH由课本P188查得：σHlim1=560Mpa

σHlim2=530Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×473×1×(10×52×48)=7.08×108N2=N1/i=7.08×108/4=1.74×108由课本图10.27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.05

ZNT2=1.14

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1.05/1.0Mpa=588Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.14/1.0Mpa=604.2Mpa=46.86mmd1≥76.433(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3=46.86mm

模数：m=d1/Z1=46.86/25=1.87mm

小齿轮齿数：Z1=25大齿轮齿数：Z2=100转矩T1T1=4×104N·mN1=7.08×108N2=1.74×108[σH]1=588Mpa[σH]2=46.86MPa计算及说明结果根据课本表10.3取标准模数：m=2mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本式

σF=(2kT1/bm2Z1)YFYS≤[σH]确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2×25mm=50mm

d2=mZ2=2×100mm=200mm

齿宽：b=φd×d1=1×50mm=50mm取b=50mm

中心距：a=1/2m(Z1+Z2)=125mm（7）齿形系数YF和应力修正系数YS由式（10.24）得出σF，如σF≤[σF]则校核合格确定有关系数与参数，根据齿数Z1=25,Z2=100由表相得eq\o\ac(○,1)齿形系数YFP195查表10.13得

YF1=2.65

YF2=2.18eq\o\ac(○,2)应力修正系数YS

查表10.14得YS1=1.59

YS2=1.80（8）许用弯曲应力[σF]由课本图10.25查得：σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa由图10.26查得：YNT1=0.9

YNT2=0.98按表10.10一般可靠度选取安全系数SF=1.3

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YNT1/SF=210×0.9/1.3Mpa=145Mpa

[σF]2=σFlim2YNT2/SF=190×0.98/1.3Mpa=143Mpa

将求得的各参数代入式中：σF1=(2kT1/bm2Z1)YF1YS1=(2×1×4.12×104/50×22×25)×2.65×1.59Mpa=69.4Mpa<[σF]1=145MpaσF2=σF1（YF2YS2/YF1YS1）

=69.4×（2.18×1.8/2.65×1.59）=64.6Mpa<[σF]2=143Mpa

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够模数：m=2mm分度圆直径：d1=50mmd2=200mm

中心距：a=125mm齿形系数YF查表10.13得

YF1=2.65

YF2=2.18应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59

YS2=1.80许用弯曲应力[σF]1=145Mpa

[σF]2=143MpaσF1=69.4MpaσF2=64.6Mpa计算及说明结果（9）验算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×473/60×1000=1.24m/s由表10.22知，选8级精度是合适的。（10）几何尺寸计算：小齿轮序号名称符号计算公式及准确值1齿顶高haha=m=22齿根高hfhf=(ha*+c*)·m=2.53齿全高hh=ha+hf=4.54顶隙cc=c*·m=0.55分度圆直径d小d小=mz=506齿顶圆直径dada=d小+2ha=547齿顶圆直径dfdf=d小-2hf=458齿矩pp=nm=6.289齿厚ss=p/2=3.1410齿槽宽ee=p/2=3.1411标准中心距aa=1/2(d小+d大)=12512基圆直径dbdb=d小cos200=47齿轮的圆周速度VV=1.24m/s计算及说明结果大齿轮序号名称符号计算公式及准确值1齿顶高haha=m=22齿根高hfhf=(ha*+c*)·m=2.53齿全高hh=ha+hf=4.54顶隙cc=c*·m=0.55分度圆直径d小d大=mz=2006齿顶圆直径dada=d大+2ha=2047齿顶圆直径dfdf=d大-2hf=1968齿矩pp=nm=6.289齿厚ss=p/2=3.1410齿槽宽ee=p/2=3.1411标准中心距aa=1/2(d小+d大)=12512基圆直径dbdb=d大cos200=932.皮带轮传动的设计计算：由《机械设计基础》课本的表8.21得：kA=1.2（1）选择普通V带截型：Pd=KAP=1.2×2.1=2.52KW（2）选取普通V带型号：根据Pc=2.52kwn电动机=1420r/min,由图8.12选用A型普通V带（3）确定带轮基准直径dd1、dd2，并验算带速v.

由课本得，推荐的小带轮基准直径为80～100mm.则取dd1=90mm>dmin=75mm

dd2=n电动机/n1·dd1=（1420/473）×90=270mm

由课本P130表8.16，取dd2=280mm实际从动轮转速：n2=n1dd1/dd2=1420×90/280=456r/min

转速误差为：(n2-n2)/n2=(456－473)/473=-4.8%在±5%以内，为允许值。

Pd=2.52KWdd1=90mmdd2=280mm

实际从动轮转速：n2=456r/min计算及说明结果验算带速v带速V：V=πdd1n1/60×1000=π×90×1420/60×1000=6.68m/s在5～25m/s范围内，带速合适。（4）确定带的基准长度Ld和实际中心距a根据课本得P134知道传动中心距小则结构紧凑，但传动带较短，包角减小，且带的绕转次数增多，降低了带的寿命，致使传动能力降低。如果中心距过大则结构尺寸增大，当带速较高时带会产生颤动。所以根据下列不等式就可以准确的确定中心距：0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)0.7×(90+280)≤a0≤2×(90+280)

所以有：259mm≤a0≤740mm故a0=600mm由课本P136式8.15得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0

=2×600+1.57(90+280)+(280-90)2/4×600

=1200+580.9+15.0=1795mm

根据课本表8.4取Ld=1600mm

根据课本P135式（8.16）实际中心距得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（1600-1795）/2

=502.5mm中心距a的变动范围为：amin=a–0.015Ld=478.5mmamax=a+0.03Ld=550.5mm（5）验算小带轮包角

α=1800-dd2-dd1/a×600

=1800-(280-90)/502.5×600

=157.30>1200（适用）（6）确定V带的根数Z由式Z≧Pc/(po+△po)KaKl

根据dd1=90mm，n1=1420r/min

查p127表8.9用插入法得：

所以Po=0.93+（1.07-0.93）/（1460-600）×（1420-600）=0.93+0.12=1.05KW由p132表8.18查得kb=1.0275×10-3,8.19查得ki=1.1373,p118，8.4查得带长度修正系数kL=0.99,由图8.11查得包角系数ka=0.97(P131)△Po=kbn1(1-1/ki)=1.0275×10-3×1420（1-1/1.1373）KW=0.176KW带速V：V=6.68m/s确定中心距：a0=600mmL0=1795mm取Ld=1600mm实际中心距得：a=502.5mm小带轮包角

α=157.30>1200（适用）Po=1.05KW△Po=0.176KW计算及说明结果Z=PC/(P0+△P0)KαKL

=2.52/(1.05+0.176)×0.97×0.99根=2.14根取整=3（根）（7）计算轴上压力FQ及初拉力FO由课本8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.1kg/m，由式8.19单根V带F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×2.52/3×6.68×(2.5/0.97-1)+0.1×6.682]N

=44.3N

则作用在轴承的压力FQ：FQ=2·Z·F0·sinα1/2=2×44.3×3sin157.30/2=260.6N（8）设计结果：选用3根A-1800GB11544-89V带，中心距a=502.5mm，带轮直径为90mm，280mm,轴上压力FQ=260.6N3.输入轴的设计计算一、高速轴设计1、按扭矩初算轴径由前面的设计有结果：Z小=25Z大=100m=2mmha*=1a=200P1=2.4552kwn1=473r/minT1=40000N.mmd1=50mm选用45钢调质处理，由《机械设计基础》表14.4查得强度极限σB=650mPa，再由《机械设计基础》表14.2取许用弯曲应力【σ-b】=60mPa硬度217～255HBS根据课本并查《机械设计基础》表14.1，取c=107～118d≥C·=(107～118)×=17.66～19.47mm考虑到轴的最小直径处要安装套筒，会有有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，则

d=（17.66～19.47）×mm=18.19～20.44所以选d=20mm

2、轴的结构设计

Z=3根F0=44.3N作用在轴承的压力FQ：FQ=260.6NZ小=25Z大=100m=2mmd=20mm

计算及说明结果（1）轴上零件的定位，固定和装配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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=20mm

长度取L1=50mm

因为h=2c

c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=20+2×2×1.5=26mm

所以d2=26mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mm

III段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm由手册得：c=1.5

h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=50mm

②求转矩：已知T1=40000N·mm

③求圆周力：Ft1

根据课本式得：

Ft1=2T1/d1=2×40000/50=1600N

内径为30mm,宽度为16mm

圆周力：Ft1Ft1=1600N

计算及说明结果

④求径向力Fr1根据课本式得：Fr1=Ft1·tanα=1600×tan200=582.35Neq\o\ac(○,5)求法向力Fn1=Ft1/cos200=619.72Neq\o\ac(○,6)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=59mm轴的载荷分析图如下图：径向力Fr1Fr1=582.35N法向力Fn1=619.72NLA=LB=59mm计算及说明结果轴的受力、弯矩、转矩及合成弯矩图（4）按弯扭合成强度校核轴径①画出轴的受力图②作水平面内的弯矩图。支点反力为FHA1=FHB1=Ft1=1600/2=800NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为:MHⅠ=(800×118)/2MHⅠ=47200N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为:MHⅡ=800×31=24800N.mm③作垂直面内的弯矩图,支点反力FVA1=FAV1=FR1=582.35/2=291.18NⅠ-Ⅰ截面左侧弯矩为:MVⅠ左=FVA·L/2=291.18×118/2=17179.62N.mmⅠ-Ⅰ截面右侧弯矩为:MVI右=FVB·L/2=291.18×118/2=17179.62N.mm支点反力为FHA1=FHB1=800NMH1=47200N.mmMHⅡ=24800N.mm支点反力FVA1=FAV1=FR1=291.18NMVⅠ左=17179.62N.mm计算及说明结果Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：MVⅡ=FVB·31=291.18×31=9029.58N.mm④作合成弯矩图M=Ⅰ-Ⅰ截面MⅠ左==50229N.mmMⅠ右==50229N.mmⅡ-Ⅱ截面MⅡ==26393N.mm⑤作转矩图T=9.55×P/N=9.55××1.96/473=4×⑥求当量弯矩因减速器单向运转,故可认为转矩为动循环变化,修正系数a为0.6Ⅰ-Ⅰ截面MeⅠ==60000N.mmⅡ-Ⅱ截面MeⅡ==40700N.mm由图可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩MeⅠ＞MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但由于轴径d3>d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.Ⅰ-Ⅰ截面σeⅠ=MeⅠ/W=60000/0.1×=14MpaⅡ-Ⅱ截面σeⅡ=MeⅡ/W=40700/0.1×26X26X26=23.16Mpa查表14.2得「σ-1b」=60mPa,满足σe≤「σ-1b」的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。二、低速轴的设计（1）选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表14.4查得强度极限σB=650Mpa，再由表14.2得许用弯曲应力【σ-b】=60mPa。（2）按扭转强度估算轴径根据表14.1得C=107～118。又由式d≥C·=(107～118)×=26.75～29.5mmMVⅡ=9029.58N.mmMⅠ左=50229N.mmMⅠ右=50229N.mmMⅡ=26393N.mm修正系数a为0.6MeⅠ=60000N.mmMeⅡ=40700N.mmσe=14MpaσeⅡ=23.16Mpa计算及说明结果考虑到轴的最小直径处要安装套筒，会有有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，则

d=（26.75～29.5）×mm=27.55～30.98

所以选d=30mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配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，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度

工段：d1=30mm

长度取L1=60mm

II段:d2=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

初选用7207c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为60mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=65mm

III段直径d3=40mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mmⅤ段直径d5=45mm.长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=200mm

②求转矩：已知T1=1.5×N·mm

③求圆周力：Ft1工段：d1=30mm

长度取L1=60mm

II段:d2=35mmL2=65mm

d3=40mmd4=50mmL3=48mmd4=50mmL4=20mm左段直径为36mmⅤ段直径d5=45mm.长度L5=19mmT1=1.5×N·mm

计算及说明结果根据课本式得：Ft1=2T1/d1=2×150000/200=1500N④求径向力Fr1根据课本式得Fr1=Ft1·tanα=1500×tan200=546Neq\o\ac(○,5)求法向力Fn1=Ft1/cos200=581Neq\o\ac(○,6)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=42mm（4）按弯扭合成强度校核轴径①画出轴的受力图②作水平面内的弯矩图。支点反力为FHA1=FHB1=Ft1=1500/2=750NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为:MHⅠ=-(750×84)/2=-31500N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为:MHⅡ=-750×20=-15000N.mm③作垂直面内的弯矩图,支点反力：FVA1=FAV1=FR1=546/2=273NⅠ-Ⅰ截面左侧弯矩为:MVⅠ左=FVA·L/2=-273×84/2=-11466N.mmⅠ-Ⅰ截面右侧弯矩为:MVI右=FVB·L/2=-273×84/2=-11466N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为：MVⅡ=FVB·31=273×31=8463N.mm④作合成弯矩图M=Ⅰ-Ⅰ截面MⅠ左==33522N.mmMⅠ右==33522N.mmFt1=1500NFr1=546NFn1=581NLA=LB=42mmFHA1=FHB1=750NMHⅠ=--31500N.mmMHⅡ=--15000N.mmFVA1=FAV1=FR1=273NMVⅠ左=-11466N.mmMVI右=-11466N.mmMVⅡ=8463N.mmMⅠ左=MⅠ右=33522N.mm计算及说明结果Ⅱ-Ⅱ截面MⅡ==17223N.mm⑤作转矩图：T=9.55×P/N=9.55××1.88/118=1.5×N.mm⑥求当量弯矩因减速器单向运转,故可认为转矩为动循环变化,修正系数a为0.6Ⅰ-Ⅰ截面MeⅠ==121000N.mmⅡ-Ⅱ截面MeⅡ==117000N.mm⑦确定危险截面及校核强度由图可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ,Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩MeⅠ＞MeⅡ,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面,但由于轴径d3>d2,故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核.Ⅰ-Ⅰ截面：σeⅠ=MeⅠ/W=121000/0.1×=18.91MpaⅡ-Ⅱ截面：σeⅡ=MeⅡ/W=117000/0.1×=18.28Mpa查表14.2得「σ-1b」=60mPa,满足σe≤「σ-1b」的条件，故设计的轴有足够强度并有一定裕量。⑧修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。（5）联轴器的设置联轴器的计算转矩Tc=KT2由《机械设计基础》表16.1取K=1.5所以Tc=KT2=1.5×1.5×=2.25×根据的出的结论数据，查《机械零件设计手册》HLL1联轴器，GB5014-85带制动轮弹性柱销联轴器。下图为HLL1型带制动轮弹性柱销联轴器基本参数和主要尺寸：MⅡ=17223N.mmT=1.5×N.mmMeⅠ=121000N.mmMeⅡ=117000N.mmσeⅠ=18.91MpaσeⅡ=18.28MpaK=1.5Tc=2.25×计算及说明结果型号公称扭矩轴孔d1d2d3轴孔长度L\L1\LD0h8DD1*D2*Bb*HLL1315560030.32.35200160125758528s*n*d3（H9）M转动惯量kg.质量kg2.5820M62.18114.滚动轴承的设计通过前面计算，已知FHA=FHB=800NFVB=FVA=291.18Nn1=473r/min.由FA=FB=得出FA=FB=851N又因为FA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851N（1）计算轴承的轴向力Fa1、Fa2由表15.16查得7207AC轴承内部轴向力的计算公式为Fs=0.68Fr则Fs1=Fs2=0.68Fr1=0.68×851=578.68NFA+FS2=1600+578.68=2178.68＞Fs1所以轴承1为压紧端故有：FS2=Fa2=578.68NFa1=FA-FS2=1600-578.68=1021.32N（2）计算轴承的当量动载荷P1、P2由表15.13查得7207AC轴承的e=0.68Fa1/Fr1=1021.32/851=1.2Fa2/Fr2=578.68/851=0.68FA=FB=851NFA=Fa=1600NFr1=FA=FB=Fr2=851NFs1=Fs2=578.68NFS2=Fa2=578.68NFa1=1021.32NFa1/Fr1=1.2Fa2/Fr2=0.68计算及说明结果查表15.13可得X1=0.41，Y1=0.87;X2=1,Y2=0。根据表15.12取fp=1.5，则轴承的当量动荷载为P1=fp（X1Fr1+Y1Fa1）=1.5×（0.41×851+0.87×1021.32）=1856NP2=fp（X2Fr2+Y2Fa2）=1.5×（1×851+0×578.68）=1277N（3）计算轴承寿命L10h因为两个轴承的型号相同，所以其中当量动荷载大的轴承寿命短。因P1>P2,所以只需计算轴承一的寿命就可以了查手册得7207AC轴的Cr=29000N，取E=3,fT=1L10h==134415h轴承预期寿命36000h因此可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命，所以所造轴承型符合要求。同理第二轴承第四章减速器箱体的设计

1、结构设计采用铸造的方法制造。考虑到安装方便，采用剖分式结构，使剖分面通过轴心线。箱体要有足够的刚度。首先保证足够的壁厚，取为保证箱体的支撑刚度，轴承座应有足够的厚度，并设置加强肋，选用外肋结构。另外，箱座底凸缘宽度应超过箱体的内壁应超过箱体内壁为提高轴承座处的联接刚度，座孔两侧的连接螺栓应尽量靠近轴承，为此轴承座附近做出凸台，有一定高度以留出足够的扳手空间，但不超过轴承座外圆。

2、箱体结构要有良好的工艺性

采用铸造箱体，所以注意铸造的工艺要求，例如注意力求壁厚均匀、过渡平缓，外形简单，以便拔模方便等。设计箱体结构形状时，应尽量减小机械加工面积，减少工件和刀锯的的调整次数。例如同一轴心线上的两轴承座孔的直径应尽量一致，以便镗孔并保证镗孔精度。箱体的加工面与非加工面必须严格分开，加工处做出凸台()。螺栓头部或螺母接触处做出沉头座坑。箱体形状力求均匀、美观。3、附件的结构设计要设计启盖螺钉，其上的螺纹长度要大于箱盖联接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，加工成半圆形，以免顶坏螺纹。P1=1856NP2=1277NL10h=134415h轴承预期寿命36000h所以符合要求计算及说明结果为了保证剖分式箱体轴承座孔的加工与装配精度，在箱体联接凸缘的长度方向两端各设一圆锥定位销。两销间的距离尽量远，以提高定位精度。定位销直径一般取，取，长度应大于箱盖和箱座联接凸缘的总厚度，以利于装拆。

为了拆卸及搬运减速器，在箱盖上装有吊环，直接在箱盖上铸出；在箱座两端凸缘下面直接铸出吊钩，用于调运整台减速器。根