1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计7五、普通 V 带的设计.10六、齿轮传动的设计15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33设计题目：单级圆柱齿轮减速器机械系：设计者：学 号：指导教师：（一）电动机的设计设计项目主要内容及说明 计算结果确定电动机的型号（1）选择电动机的类型，选用 Y 系列三相异步电动机（一）运输机所需要的功率式（1）：da (kw) 由式(2)： V/1000
2、 (KW)因此 Pd=FV/1000 a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为： 总 = 5式中： 1、2、 3、 4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取 n1=0.96,n2=0.99，n3=0.97,n4=0.97,n5=0.96则： 总 =0.960.99 0.970.970.96=0.84所以：电机所需的工作功率：Pd = FV/1000 总=20001.6)/(10000.84)=3.8(kw) 总 =0.84Pd = 1.904 (kw（二）选择电动机的转速卷筒工作转速为：n 卷筒601000V/（D）=(6010001.6)/（450）=68 r/m
3、in根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a 0。故电动机转速的可选范为Nd=Ian 卷筒=(620)68=4081360 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000 和 1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）电动机转速(r/min)传动装置传动比方案电 动机 型号额定功率 同步转速满载转速电动机重量N参考价格 总传动比V 带传动减速器n 卷筒=68 r/minNd=4081632 r/min1 Y132S-4 5.5 1500 1440 650 1200 18.6 3
4、.5 5.322 Y132M2-6 5.5 1000 960 800 1500 12.42 2.8 4.443 Y160M2-8 5.5 750 720 1240 2100 9.31 2.5 3.72电动机主要外形和安装尺寸：中心高 H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD132 52034531521617812 2880 1041三、确定传动装置的总传动比和分由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒=960/68=14总传动比等于各传动比的乘积分配传动
5、装置传动比ia=i0i （式中 i0、i 分别为带传动和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： ia4综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y132M2-6，其主要性能：配级传动比三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比根据指导书 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 带 i=24）因为： iai0i所以： iiai012.57/3.144四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，以及i0,i1，为相邻两轴间的传动比01，12，为相邻两轴的传动效率P，P，为各轴的输入功率 （KW
6、 ）T，T，为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算1）计算各轴的转数：轴：n=nm/ i0=960/4=305.73 （r/min ）轴：n= n/ i1 =305.73/4=76.4 r/min卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=3.80.96=3.648（KW）轴： P= P12= P23=3.6480.960.99=3.5（ KW）卷筒轴： P = P23= P24n1=0.96,n2=0.99n3=0.9n4=0.97,i0 为带传动传动
7、比i1 为减速器传动比滚动轴承的效率 为0.980.995 在本设计中取0.99三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比=3.50.990.97=3.36（KW计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95504/960=37.8 Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=37.83.140.96=113.84m 轴： T= Ti112= Ti124=113.8440.960.99=437.67 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T 24=420.37 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P 轴承=3.450.99=3.42 KWP
8、= P 轴承=3.420.99=3.38 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T 轴承=133.860.99=132.52 NmT = T 轴承=397.560.99 =393.58P=3.42 KWP =3.38 KWT1=132.52 NmT =393.58综合以上数据，得表如下：功率 P （KW） 转矩 T （N m）轴名输入 输出 输入 输出转速 nr/min 传动比 i效率 电动机轴 3.8 37.8 960 3.14 0.96轴 3.648 342 113.94 132.52 305.734 0.99轴 3.5 3.38 437.67 39
9、3.58 76.4III 轴 3.36 420.37 76.41.00 0.97（二）V 带的设计计算项目 计算说明 计算结果确定计算功率 Pc Pc=KaP，已知 P=4.56KW，查表得 Ka=1.2 Pc=4.56选择带型 根据 Pc=4.56KW，和大小带轮转速 n1=1430r/min A 型带确定 V 带的带轮基准直径则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-)=960/300100(1-0.02)=313.6mm由表 9-2 取 d2=315mm d1=100mmd2=315mm验算带速 V=n1d1/（10006=960100/（100060）=5.
10、024 m/s介于 525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距 a：确定带长和中心距 a：0.7（d1+d2）a0 2（d1+d2）0.7（100+274）a0 2（100+274）262.08 a0 748.8初定中心距 a0=500 ，则带长为L0=2a0+（d1+d2）+ （d2-d1） 2/(4a0)=2500+（100+274）/2+（274-100 ）2/(4500)=1602.32 mm由表 9-3 选用 Ld=1400 mm 的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398. mm考虑安装.调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调整
11、范围，Amin=398 0.015*1600=375Amax=398+0.03*1600=446取 Ld=1600Amin=375Amax=446验算小带轮上的包角 11=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.01 1120 合适确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0) KLK） =6.05/（ 0.95+0.11）0.960.95）= 4.4故要取 5 根 A 型V 带确定单根 V 带的初拉力由书 9-18 的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2=5004.56（2.5/0.93-1 ）/（75.02）+
12、0.175.022=155.72 NV 带的初拉力为156N带传动作用在轴上的压力由课本公式得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=25156sin(156/2)=1525 FQ=1525 （三） 齿轮的设计设计项目 计算内容及说明 主要结果选择材料和确定许用应力选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，材料为 45 号钢调质，面齿面硬度为215HBS， ，大齿轮选软齿，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬度为 185HBS。大小齿轮的许用接触应力H1=380+0.7HB1=380+0.7*215=530MpaH2=380+0.7HB2=380+0.7*185=510
13、Mpa大小齿轮许用弯曲力F1=140+0.2HB1=140+0.2*215=183Mpa F2=140+0.2*HB2=140+.2*185=177Mpa（3）按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径 2123 HEZudkT确定各参数值载荷系数 查课本表取 K=1.4 1小齿轮名义转矩 2T1=9.55106P/n1=9.551064.56/3006=1.146*105 NmmT1 =1.146105 Nmm材料系数 材 料弹性影响系数 3 由课本表 ZE=189.8,齿面系数为 1 ze=189.8计算齿数 u=z1/z2=5 u=5计算齿轮的分度圆直径d1(3.52ZE/H)2(KT1
14、/d)(u+1/u)1/3=70mmd1=70mm确定模数 A=d1/2(1+u)=70/2*(1+5)=210 故 m=(0.007-0.020)*a =(0.007-0.020)*210=(1.4-4.2)mmm=2齿数 z1,z2 Z1=d1/2=35,z2=u*z1=175 Z1=35Z2=175计算齿轮的主要参数齿轮分度圆 d1=m*z1=2*35=70Z2=m*z2=2*175=350齿轮中心距 a=(d1+d2)/2=210齿轮宽度 b=b2= *d1=1*70=70b1=b2+(510)=70+(510)=75-80,b1 取 75mmb1=75mm（7）验算初选精度等级是否合
15、适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000）=3.1460300/（601000）=1.08 m/s对照表可知选择 8 级精度合适。选 YFS 比较 YFS1/ F1 和 YFS2/F2的大小z1=35 YFS1=4.03z2=175 YFS2=3.93YFS1/F1=4.03/183=0.02202d3,以便于齿轮装拆)d7=65mm（同一轴上两轴承型号应尽量相同）d6=77mm（查 6313 轴承安装尺寸 da,以保证可靠定位）d5=d4+2h=67+2(0.070.1)67=76.3880.4mm（定位轴环）考虑到轴段尽可能简化以方便加工，取 d5=d6=77mm轴段长度确定L1=82
16、mm（TL9 型联轴器轴孔长 84mm,L1短 23mm,以便准确定位）d1=50mmd2=57mmd3=65mm,d4=67mm.d6=77mm.d7=65mm.L1=82mmL2=44mmL3=45mmL4=85L5=11mmL6=0L=143mm轴的结构设计L3=B+2+3+(23)=33+8+3+2=46mmL4=88-(23)=86mm（初定齿轮轮毂宽度为 88mm）L5=1.4h=1.4(d5-d4) 0.5=7mm考虑到 2+ 3=8+3=11mm,选定 L5=11mmL6=0（因为 4、5 两段直径相同，可合为一段）L7=33mm（轴承宽度为 33mm,因是油润滑，通常在从动轴
17、处可不用挡油环）L2=44mm先确定箱体轴承孔轴向尺寸，L=+C 1+C2+(510)=55mm,轴承端盖厚度 e=10mm,L2=L- 3-B+e+l1=44mmL=L3+L4+L5+L6+L7-B=143mm经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为 71.5mm,故齿轮为居中布置齿轮受力计算 分度圆直径 d=mz=2175=350mm转矩T=9.55106P/N=9.551064.56/67=477500.mm圆周力：Ft=2T/d=2477500/350=2728N径向力:Fr=Fttan =2728tan20 0=992N轴的的强度计算画轴的受力图在水平面和铅垂面内分别求轴的支承反力H 面内
18、：R AH=71.5992/143=498NRBH=992-498=4984NV 面内：R AV=RBV=Ft/2=1364N绘制弯矩图H 面内弯矩图MCH=71.5598=42757.mmV 面内弯矩图MCV=71.51364=97525N.mm合成弯矩图MC=(MCH+MCV) =(42757+97525)=248601N.mm绘制弯矩图T=477500N.mm绘制当量弯矩图MeC=MC2+(T) 21/2=248601+(0.6477500)21/2=410587.5N.mm校核危险截面 C 的强度 ec=410587.5/0.147=16Mpad3,以便于齿轮装拆)d7=65mm（同一
19、轴上两轴承型号应尽量相同）d6=77mm（查 6313 轴承安装尺寸 da,以保证可靠定位）d5=d4+2h=67+2(0.070.1)67=76.3880.4mm（定位轴环）考虑到轴段尽可能简化以方便加工，取 d5=d6=77mmd1=50mmd2=57mmd3=65mm,d4=67mm.d6=77mm.d7=65mm.L1=82mmL2=44mmL3=45mmL4=85L5=11mmL6=0轴的结构设计轴段长度确定L1=82mm（TL9 型联轴器轴孔长 84mm,L1短 23mm,以便准确定位）L3=B+2+3+(23)=33+8+3+2=46mmL4=88-(23)=86mm（初定齿轮轮
20、毂宽度为 88mm）L5=1.4h=1.4(d5-d4) 0.5=7mm考虑到 2+ 3=8+3=11mm,选定 L5=11mmL6=0（因为 4、5 两段直径相同，可合为一段）L7=33mm（轴承宽度为 33mm,因是油润滑，通常在从动轴处可不用挡油环）L2=44mm先确定箱体轴承孔轴向尺寸，L=+C 1+C2+(510)=55mm,轴承端盖厚度 e=10mm,L2=L- 3-B+e+l1=44mmL=L3+L4+L5+L6+L7-B=140mm经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为 710mm,故齿轮为居中布置L=143mm齿轮受力计算 分度圆直径 d=mz=2175=350mm转矩T=9.5
21、5106P/N=9.551064.56/67=477500.mm圆周力：Ft=2T/d=2477500/350=2728N径向力:Fr=Fttan =2728tan20 0=992N轴的的强度计算画轴的受力图在水平面和铅垂面内分别求轴的支承反力H 面内：R AH=70992/140=496RBH=992-496=4965NV 面内：R AV=RBV=Ft/2=1364N绘制弯矩图H 面内弯矩图MCH=70496=34720N.mmV 面内弯矩图MCV=701364=95480N.mm合成弯矩图MC=(MCH+MCV) =(34720+945480)=101596N.mm绘制弯矩图T=47750
22、05N.mm绘制当量弯矩图MeC=MC2+(T) 21/2=954801+(0.6477500)21/2=303980N.mm校核危险截面 C 的强度 ec=303980/0.167=10Mpa -1 b-1=59MPa该轴强度足够。校核见联接的强度齿轮处：由结构设计可先预选键长 L=70mm,工作长度 l=70-20=50,键高 h=9mm,由于键是标准件，其剪切强度通常是足够的则键连接工作表面的挤压应力 p=4477500/675012=47.5127Mpa p=100120Mpa联轴器处：L=70mm,l=70-7=63,h=9mm p=4477500/50639=67.37Mpa p=
23、100120Mpa故所选键连接合适（五）轴承计算根据条件，轴承预计寿命1636510=58400 小时主动轴轴承计算 1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=992N查课本表 6-1，选择 6308 轴承 Cr=40.8KN从动轴轴承计算 1）初步计算当量动载荷 P因该轴承在此工作条件下只受到 Fr 径向力作用，所以 P=Fr=992N查课本表 6-1，选择 6308 轴承 Cr=40.8KN（六）键联接的选择根据轴径的尺寸，由课本表 8.9 可选择主动轴与平带轮联接的键为： 平键bh=87，长度系列 L=80mm ,GB1096-79，从动轴
24、与齿轮连接的键为：键 bh=149，长度系列 L=70mm,GB1096-79，从动轴与联轴器的键为：键 bh=149 长度系列L=63mm,GB1096-79八、箱体设计名称 符号 尺寸（ mm）机座壁厚 5.5机盖壁厚 1 3.6机座凸缘厚度 b 8.25机盖凸缘厚度 b1 5.4机座底凸缘厚度 b2 13.75地脚螺钉直径 df 18.48地脚螺钉数目 n 4轴承旁联结螺栓直径 d1 13.86机盖与机座联接螺栓直径 d2 9.24连接螺栓 d2 的间距 l 150轴承端盖螺钉直径 d3 7.39定位销直径 d 6.46df，d 1, d2 至外机壁距离 C1 25, 20, 14df，
25、 d2 至凸缘边缘距离 C2 23, 12轴承旁凸台半径 R1 12箱座高度 H 77外机壁至轴承座端面距离 l1 36大齿轮顶圆与内机壁距离 1 6齿轮端面与内机壁距离 2 5机盖、机座肋厚 m1 ,m 3.6，4.6轴承旁联接螺栓距离 s 尽量靠近，以 Md1 和 Md2 互不干涉为准，一般 s=D2九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度 12m/s，当 m20 时，浸油深度 h约为 1 个齿高，但不小于 10mm。2.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用 GB443-89 全损耗系统用油 L-AN15 润滑油。3.密
26、封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实 现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。十、设计小结课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，着是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程“千里之行始于足下”，通过这次课程设计，我深深体会到这句千古名言的真正含义我今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础做课程设计需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。我想，对于每一个事物都会有第一次，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，这其中可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关，最后做出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！在做课程设计过程中出现了很多问题，几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式全都忘记了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终都还是坚持下来，完成了设计，而且补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。最后，衷心感谢我们的指导老师，在您的悉心指导下，我才能完成了这次的课程设计，并从中学到了非常多专业的知识。
