1、1目 录设计计划任务书 1传动方案说明2电动机的选择3传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算6轴的设计计算8联轴器的选择10滚动轴承的选择及计算13键联接的选择及校核计算14减速器附件的选择15润滑与密封16设计小结16参考资料1621.拟定传动方案为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw,即v=1.1m/s;D=350mm; nw=60*1000*v/(*D)=60*1000*1.1/(3.14*350) 一般常选用同步转速为r/min 或 r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为7或 25。2.选择电动机）
2、电动机类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的（）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。）电动机容量（）卷筒轴的输出功率F=2800r/min; Pw=F*v/1000=2800*1.1/1000 (2)电动机输出功率 PdPd=Pw/t传动装置的总效率 t=t1*t22*t3*t4*t5式中，t1,t2, 为从电动机到卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表查得：弹性联轴器 1 个Nw=60.0241r/minPw=3.08Kw3t4=0.99; 滚动轴承 2 对t2=0.99; 圆柱齿轮闭式 1 对t3=0.97; V 带开式传动 1 幅t1=0.95; 卷筒轴滑动轴承润滑良好 1
3、 对t5=0.98; 则t=t1*t22*t3*t4*t5=0.95*0.992*0.97*0.99*0.980.8762 故Pd=Pw/t=3.08/0.8762 （）电动机额定功率 Ped由第二十章表选取电动机额定功率 ped=4KW。3）电动机的转速为了便于选择电动事，先推算电动机转速的可选范围。由表查得 V 带传动常用传动比范围 24，单级圆柱齿轮传动比范围 36，可选电动机的最小转速Nmin=nw*6=60.0241*6=360.1449r/min 可选电动机的最大转速Nmin=nw*24=60.0241*24=1440.6 r/min同步转速为 960r/min效率 t=0.876
4、2Pd = 3.5150 Ped=4Kw4选定电动机型号为321。）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表、表查出321型电动机的方根技术数据和外形、安装尺寸，并列表刻录备用。电机型号 额定功率同步转速满载转速电机质量轴径mmY132M1-6 4Kw 1000 960 73 28大齿轮数比小齿轮数=101/19=5.3158 计算传动装置总传动比和分配各级传动比）传动装置总传动比nm=960r/min; i=nm/nw=960/60.0241=15.9936 ）分配各级传动比取 V 带传动比为i1=3; 则单级圆柱齿轮减速器比为i2=i/i1=15.9936/3=5.3312 所得 i2 值符合
5、一般圆柱齿轮和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。计算传动装置的运动和动力参数）各轴转速i=15.9936i1=3i2=5.33125电动机轴为轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为n0=nm; n1=n0/i1=60.0241/3=320r/min n2=n1/i2=320/5.3312=60.0241r/min ）各轴输入功率按机器的输出功率 Pd 计算各轴输入功率，即P0=Ped=4kw 轴 I 的功率P1=P0*t1=4*0.95=3.8kw 轴 II 功率P2=P1*t2*t3=3.8*0.99*0.97=3.6491kw ）各轴转矩T0=9550*P0/n0=9550*4/9
6、60=39.7917 Nm T1=9550*P1/n1=9550*3.8/320=113.4063 Nm T2=9550*P2/n2=9550*3.6491/60.0241=580.5878 Nm 二、设计带轮1、计算功率P=Ped=4Kw 一班制，工作小时，载荷平稳，原动机为笼型交流电动机查课本表，得 KA=1.1; 计算功率n0=960r/minn1=320r/minn2=60.0241r/minP0=4KwP1=3.8KwP2=3.6491KwT0=39.7917NmT1=113.4063NmT2=589.5878NmKA=1.1Pc=4.4Kw6Pc=KA*P=1.1*44.4kw 2
7、 选择普通带型号n0 =960r/min 根据 Pc=4.4Kw，n0=960r/min,由图 13-15（205 页）查得坐标点位于 A 型d1=80100、确定带轮基准直径表及推荐标准值小轮直径d1=100mm; 大轮直径d2=d1*3.5=100*3.5=350mm 取标准件d2=355mm; 4、验算带速验算带速v= *d1*n0/60000=3.14*100*960/60000=5.0265m/s 在 525m/s 范围内从动轮转速n22=n0*d1/d2=960*100/355=270.4225m/s n21=n0/3.5=960/3.5=274.2857m/s 从动轮转速误差=(
8、n22-n21)/n21=270.4225-274.2857/274.2857=-0.0141 d1=100mmd2=355mm75、V 带基准长度和中心距初定中心距中心距的范围amin=0.75*(d1+d2)=0.75*(100+355)=341.2500mm amax=0.8*(d1+d2)=0.8*(100+355)=364mm a0=350mm; 初算带长Lc=2*a0+pi*(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4/a0 Lc = 1461.2mm 选定基准长度表 8-7,表 8-8 查得Ld=1600mm; 定中心距a0+(Ld-Lc)/2=(1600-1461.3)/2=419
9、.4206mm a=420mm; amin=a-0.015*Ld=420-0.015*1600=396mm amax=a+0.03*Ld=420+0.03*1600=468mm 6、验算小带轮包角验算包角180-(d2-d1)*57.3/a=180-(355-100)1*57.3/a145.2107 120 度 故合格7、求 V 带根数 Z由式（13-15）得初定中心距a0=350mmLc=1461.3mmLd=1600mm中心距a=420mm8查得 n1=960r/min , d1=120mm查表 13-3 P0=0.95由式 13-9 得传动比i=d2/(d1(1+0.0141)=350/
10、(100*(1+0.0141)=3.5查表（13-4）得 05.P由包角 145.21 度查表 13-5 得 Ka=0.92KL=0.99z=4.4/(0.95+0.05)*0.92*0.99)=38、作用在带上的压力 F查表 13-1 得 q=0.10故由 13-17 得单根 V 带初拉力NqvKzvPcFQ3.274 53.0*1)92.05(3.*4)15.(0 22 三、轴初做轴直径： 3*nPcd轴 I 和轴 II 选用 45#钢 c=110d1=110*（3.8/320）(1/3)=25.096mm取 d1=28mmd2=110*(3.65/60)（1/3）=43.262mm由于
11、d2 与联轴器联接，且联轴器为标准件，由轴 II 扭矩，查 162 页表取 YL10YLd10 联轴器z=3 根预紧力FQ 274.3Nd1=28mmd2=45mmYL10YLd109Tn=630580.5878Nm 轴 II 直径与联轴器内孔一致取 d2=45mm四、齿轮1、齿轮强度由 n2=320r/min,P=3.8Kw,i=3采用软齿面，小齿轮 40MnB 调质，齿面硬度为260HBS，大齿轮用 ZG35SiMn 调质齿面硬度为225HBS。因 ，MPaH701limPaH5402limSH1=1.1， SH2=1.1，SH631.li1，MPa49.502lim2因： ， ，SF=1
12、.3F1li F1802lim所以 PaSF53.1240lim1MF8.2li22、按齿面接触强度设计设齿轮按 9 级精度制造。取载荷系数 K=1.5，齿宽系数4.0a小齿轮上的转矩 NmNPT4063.1328.*5091 T1=113.4063Nm10按 计算中心距321)5(1uKTHuaau=i=5.333mm231.4.5*401)93(1.5(2a齿数 z1=19,则 z2=z1*5.333=101模数 m=2a/(z1+z2)=2.0667 取模数 m2.5 确定中心矩 a=m(z1+z1)/2=150mm齿宽 b= a6015*4.b1=70mm,b2=60mm3、验算弯曲强
13、度齿形系数 YF1=2.57，YF2=2.18按式（11-8）轮齿弯曲强度 pFF KNzbmYKT 7.129.*5260134.1*2 11 pFKN.7./8. 22 4、齿轮圆周速度 smndv /3795.01*6035.21*60按 162 页表 11-2 应选 9 做精度。与初选一致。m=2.5a=150mm11五、轴校核：圆周力 Ft=2T/d1径向力 Fr=Ft*tan =20 度 标准压力角d=mz=2.5*101=252.5mmFt=2T/d1=2*104.79/252.5=5852.5NFr=5852.5*tan20=2031.9N=20 度Ft=5582.5NFr=2
14、031.9N121、求垂直面的支承压力 Fr1,Fr2由 Fr2*L-Fr*L/2=0得 Fr2=Fr/2=1015.9N2、求水平平面的支承力FH1=FH2=Ft/2=2791.2N3、画垂直面弯矩图L=40/2+40/2+9010=140mmMavFr2*L/21015.9*140/2=71.113Nm4、画水平面弯矩图MaH=FH*L/2=2791.2*140/2=195.384Nm5、求合成弯矩图 NmMaFhavM16.2384.957226、求轴传递转矩FH1=FH2=2791.2NMav=71.113NmMaH=195.38NmMa216.16Nm13T=Ft*d2/2=2791
15、.2*2.5*101/2=352.389Nm7、求危险截面的当量弯矩从图可见 a-a 截面是最危险截面，其当量弯矩为轴的扭切应力是脉动循环应力22)(aTMe取折合系数 a=0.6 代入上式可得Me=457.15Nm14NmMe 15.47).13*6.0(.2128、计算危险截面处轴的直径轴的材料，用 45#钢，调质处理，由表 14-1 查得PaB650由表 13-3 查得许用弯曲应力 ，MPab601所以 mMedb4.25*.06*1.0333考虑到键槽对轴的削弱，将轴的最小危险直径 d 加4%。故 d=1.04*25.4=26.42mm由实际最小直径 d=40mm,大于危险直径所以此轴
16、选 d=40mm,安全六、轴承的选择由于无轴向载荷，所以应选深沟球轴承 6000 系列径向载荷 Fr=2031.9N，两个轴承支撑，Fr1=2031.9/21015.9N工作时间 Lh3*365*8=8760 （小时）因为大修期三年，可更换一次轴承所以取三年由公式 16)*0(LnftPpCr式中 fp=1.1,P=Fr1=1015.9N,ft=1 (工作环境温度不高)（深沟球轴承系列）3 KNCr 79.)860*15(9.0*.131Fr1=1015.9NLh=8760 小时6207 型15由附表选 6207 型轴承七、键的选择选普通平键 A 型由表 10-9 按最小直径计算，最薄的齿轮计
17、算b=14mm,h=9mm,L=80mm,d=40mm由公式 MPadhLTpP8074所以 9.80*43.52PP选变通平键，铸铁键 1Lhb所以齿轮与轴的联接中可采用此平键。八、减速器附件的选择1、通气器：由于在外界使用，有粉尘，选用通气室采用 M18 1.52、油面指示器：选用油标尺，规格 M163、起吊装置：采用箱盖吊耳，箱座吊耳4、放油螺塞：选用外六角细牙螺塞及垫片 M16 1.55、窥视孔及视孔盖选用板结构的视孔盖九、润滑与密封：1、齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级大齿轮的速度为：b h L=14 9 8016smdnv /6542.06*514.30查课程设计P19 表 3
18、-3 大齿轮浸油深度为六分之一大齿轮半径，所以取浸油深度为 30mm。2、滚动轴承的润滑采用飞溅润滑在箱座凸缘面上开设导油沟，并设挡油盘，以防止轴承旁齿轮啮合时，所挤出的热油溅入轴承内部，增加轴承的阻力。3、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L-AN15 润滑油4、密封方式选取：选用凸缘式端盖，易于调整轴承间隙，采用端盖安装毡圈油封实现密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承外径决定。设计小结：二、课程设计总结设计中运用了 Matlab 科学工程计算软件，用 notebook命令调用 MSWord 来完成设计说明书及设计总结，在设计过程中用了机械设计手册 2.
19、0 软件版辅助进行设计，翻阅了学过的各种关于力学，制图，公差方面的书籍，综合运用了这些知识，感觉提高许多，当然尤其是在计算机软件 CAD 方面的运用，深切感到计算机辅助设计给设计人员带来的方便，各种设计，计算，制图全套完17成。由于没有经验，第一次做整个设计工作，在设计过程中出现了一些错误比如线形，制图规格，零件设计中的微小计算错误等都没有更正，设计说明书的排版也比较混乱等等。对图层，线形不熟悉甚至就不确定自己画出的线，在出图到图纸上时实际上是什么样子都不知道 ，对于各种线宽度，没有实际的概念。再比如标注较混乱，还是因为第一次做整个设计工作，没有经验，不熟悉。这次设计的目的是掌握机械设计规律，
20、综合运用学过的知识，通过设计计算，绘图以及运用技术标准，规范设计手册等有关设计资料进行全面的机械设计技能训练。目的已经达到，有许多要求、标准心中虽然明确理解掌握但是要全力，全面的应用在实际中，还有待于提高水平。虽然它可能不是良好、优秀，但是既然教学环节、课程设计目的已经达到，那么这次设计做的就是完全合格的。当然还受软件的熟悉，运用程度的影响，所有这些必须得参加实践，接触实际工程设计中才能提高。带轮，齿轮，轴，轴承这些关键的设计计算都达到合格，并且用机械设计手册 2.0 软件版的验证了。通过这次课程设计，感到机械设计综合了力学，公差，材料，制图等学科的知识，要好了这些功课，才能做好机械设计。18参考资料：工程力学 ， 机械设计基础 ， 机械设计指导 ， 互换性技术与测量 ， 机械制图19
