1、机械设计课程设计说明书姓名：系别：班级：学号：指导老师：目 录一、 传动方案分析.2二、 选择电动机 3三、 计算总传动 比及分配各级的传动比5四、 计算传动装置的 运动和动力参数5五、 V 带传动设计计算.7六、 直齿圆柱齿轮传动设计计算11七、滚动轴承的选择 及校核计算16八、轴的结构设计计 算19九、联轴器的选择计 算25十、润滑与密封26十一、参考文献28十二、设计小结29设计计算及说明 结果一、 传动方案分析机械设计课程设计题目：设计两级圆柱齿轮减速器减速器工作条件：此减速器用于连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期为 10 年（每年 300 天工作日） ，小批量生产，两班制工作，输
2、送机的工作轴转速允许误差为 5%。带式输送机的传动效率为 0.96。传送方案如下图所示：已知工作条件：鼓轮直径 400mm，传送带运行速度0.85m/s，传送带从动轴所需（的牵引力为 5.2F/kN）扭矩660Nm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拟定传动方案，可先由已知条件计算鼓轮的转速，即： 601.84/min34.6/inwvnDrr一般常选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总的传动比约为 22 或 34，根据总传动比，可初步拟定以两级传动为主的多种传动方案。（40.6）4.6/minwr设计计算及说明 结果
3、二、 选择电动机1、电动机类型选择 根据电源及工作机工作条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列三相交流异步电动机。2、电动机功率的选择1） 、工作机所需功率 604.63.089595wTnpkwkW2） 、电动机输出功率为 dpwP传动装置的总效率3214式中 、 、 、 为从动机至工作机之间的个传动机构1234和轴承的效率。查机械设计课程设计表 3-1 得：V 带传动效率 =0.96，滚动轴承效率 =0.99，12圆柱齿轮传动效率为 =0.97，弹性联轴器传动效率3=0.99。则：43214=0.950.97.0.86故 =wdpP3.5.kw根据电动机输出功率 ，查表选择电动机的额58d
4、k定功率 4edpk3.08wpkW0.8635dpkW4edk设计计算及说明 结果3） 、电动机转速的选择为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由机械设计课程设计表 3-2 查得 V 带的传动比范围为，两级圆柱齿轮减速器的传动比为 ,24vi 1860i令两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为 ，低速级齿轮F传动比为 ，则传动装置的总的传动比为si11231vvFsiii故电动机转速范围为 53798/mindwnir可见同步转速为 , ,70/nr10150/ir的电动机均符合要求。由于30/mir的电动机体积小，转速高，传动不平稳；而n的电动机体积大、重量大、价格昂贵，因此根
5、75/ir据计算功率初步选同步转速为 的电动机。如下表：150/minr电动机转速r/min电动机型号额定功率kw 同步 满转电动机质量kg最大转矩/额定转矩堵转转矩/额定转矩Y132S-4 5.5 1500 1440 68 2.3 2.224vi1860电动机型号为Y132S-4。设计计算及说明 结果三、计算总传动比及分配各级的传动比1、传动装置总传动比 14032.9.6mwni2、分配各级传动比取 V 带传动的传动比为 ，则两级减速器的传动比为vi132.910.76i两级圆柱齿轮减速器高速级齿轮传动比为 ，低速级齿轮Fi传动比为 ，则：si 211.5FFSiii故 3.40Fi取 则
6、 82.83Si四、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，中速轴为 II 轴，低速轴为 III 轴，则各轴转速分别为：014/minmnr0/i480/min3Iv ri 48/in126.3/i.IIFnri1263/i4./in.8IIS ri 32.9i10.76i3.8Fi2S014/minr8/iI126.3/inIr4./miIn设计计算及说明 结果2、各轴输入功率按电动机额定功率 计算各轴输入功率即edp04pkw010.953.8I kW23.876II6.5IIp k3、各轴转矩 00 4959526.5310PTNmn3.87.
7、II.659509025.912IIPTNmNn3.74.4II4、各轴输入转速、功率、转矩如下表所示：项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴转速 r/min 1440 480 126.3 44.6功率 kW 4 3.8 3.65 3.5转矩 Nm26.53 75.6 275.99 749.4404pkW3.8I65Ik.Ip026.53TNm7I25.9IT74.INm设计计算及说明 结果五、V 带传动设计计算电动机转速 ，带轮所连减速器高速轴014/minmnrI 轴转速为 ，传动装置输入功率为8/iIr。3.5dpkW1、求计算功率 cp由机械设计基础 （第五版）查表 13-8 得 ，故
8、计1.Ak算功率为： 1.358.94cApkW2、选择 V 带型号根据 ， ，由机械设计基础3.94c04/minnr（第五版）查图 13-15 得坐标点位于 A 型界内，故初选普通 A型 V 带。2、计算大、小带轮基准直径 、1d2由机械设计基础 （第五版）查表 13-9 可知， 应不小1d于 80mm，现取 =90mm。1由 得021()Indi0249(1.02)86.Idnm取 25d3.94cpkW=90mm1d265dm设计计算及说明 结果4、验算带速 V1063.94/.78/dnvmss带速在 范围内，符合要求52/5、求 V 带基准长度 和中心距 adL初步选取中心距012
9、.().5(9026)532.adm取 540mm，符合 1012.7()dad由式 得带长20120()2()4La20 (659)54(9)16.8mm查机械设计基础 （第五版）表 13-2，对 A 型 V 带选用。0dL由式 得002dLa18651.85426mm6、验算小带轮包角 1由 得218057.3da169.4206.78/vms0532.a0165.8Lm614am设计计算及说明 结果故包角 合适17、计算 V 带根数 z由 ，而 ，00()cLpzK014/minnr。19dm查机械设计基础 （第五版）表 13-3 得01.7pkW带传动的传动比 21()6590(.0)
10、3vdi查机械设计基础 （第五版）表 13-2 得 1.0LK查机械设计基础 （第五版）表 13-5 得 ，07PkW查机械设计基础 （第五版）表 13-7 得 ，.95由此可得 3.94(1.07)51.0z取 4 根 V 带，即 z=48、求作用在带轮轴上的压力 QF查机械设计基础 （第五版）表 13-1 得0.1/qkgm由式 得205.()cPFvzvK1644z设计计算及说明 结果2053.942.5(1)0.67867812FNN作用在轴上的压力 Q10sin264(243i)97FzNN9、带轮结构设计小带轮设计制造成实心式带轮大带轮设计制造成腹板式带轮见机械设计基础 （第五版）
11、223 页0123FN974QFN设计计算及说明 结果六、直齿圆柱齿轮传动设计计算减速器高速级齿轮传动比为 ，高速轴转速3.8Fi，传动功率为 ，支持圆柱齿轮采用软480/minInrIPkW齿面制造。1、选择材料及确定许用应力小齿轮用 40MnB 调质，齿面硬度 241-286HBS，, ；大齿轮用 ZG35SiMn 调质，lim1750HaMP160FEaP齿面硬度为 241-269HBS， ，lim23HaM2510FEaP查机械设计基础 （第五版）表 11-5 取 ,.HS1.25FSlim1175082.HaaPSli2263.HaaM11048.5FEaaPS22.FEaa2、按齿
12、面接触疲劳强度设计设齿轮按 8 级精度制造，取载荷系数 K=1.5（见机械设计基础 （第五版）表 11-3） ，齿宽系数 （见机械设计0.8d基础 （第五版）表 11-6）,小齿轮上的转矩 6649.513.8(.0)07.51I IPTnNm1582HaMP273a1480FaP2FaM设计计算及说明 结果取 (机械设计基础 （第五版)表 11-4） ，18EZ231 4 2321().57603.81.5()87362.IEHdKTZumm齿数取 ,则1z23.8106z模数 1.2.dmz齿宽 1(0.86.3)49.78db m取 ，25m15查表取模数 m=2.5mm,实际：1(28
13、.5)70dzm20626m中心距 127517.da3、验算轮齿弯曲强度齿形系数 ， （机械设计基础 （第五12.6FaY2.Fa版）图 11-8）齿根修正系数 ， （图 11-163SY21.83Sa9）162.3dm8z2015bm20.517dm26517.a设计计算及说明 结果112421.5760.6381.IFaSF aaFKTYbmzMPMP22112.830.76.440SaFFaaFaYPMM故轮齿弯曲强度在安全范围内，符合强度要求4、齿轮的圆周速度 13.708/1.76/6061dnv mss对照机械设计基础 （第五版）表 11-2，选用 8 级精度制造是合宜的。5、齿
14、轮的结构设计1） 、小齿轮分度圆直径为 ，齿顶圆直径 ，170d75adm齿根圆半径 。由于小齿轮直径接近高速轴直径，63.5fdm故做成齿轮轴，结构如下图所示：1480FaMP2408FaMP1.76/vs设计计算及说明 结果2） 、大齿轮分度圆直径为 265mm，齿顶圆直径 270mm，齿根圆只直径 258.75mm，齿宽为 50mm，做成腹板式齿轮，如下图所示：3） 、低速即两齿轮得结构设计a、小齿轮分度圆直径为 132mm,齿顶圆直径为 140mm,齿根圆直径为 122mm，模数为 m=4mm，齿数 z=33，齿宽 b=85mm，由于小齿轮直径在 100mm150mm 之间，故把小齿轮
15、做成实心式；结构如下图所示：设计计算及说明 结果b、大齿轮分度图直径为 372mm，齿顶圆 380mm,齿根圆 362mm,齿宽 b=80mm，模数 m=4mm,由于大齿轮分度圆直径较大，故大齿轮做成腹板式齿轮，结构和高速级大齿轮相似，基本尺寸如下：设计计算及说明 结果七、滚动轴承的选择及校核计算由条件知，减速器工作期限十年，两班制工作，则轴承的预计寿命为 10632402hLh（一） 、对高速轴上滚动轴承的选择及核计算1、高速轴滚动轴承的选用深沟球轴承，如图所示2、对轴承进行受力分析计算轴承在减速器工作时，只受到径向反力，而高手轴径向反力和圆周力均作用其上，径向反力的合力即为轴承所受到的径向
16、力。1） 、径向力作用时由 得4127.560216ItTFNd径向力 tan21602078.rFN受力如下图所示：， 158lm2153lm112786.153570rVFNlN240hL2160tFN786.2rFN1570VFN设计计算及说明 结果21(786.2570)6.VrVFNN2)、圆周力作用时，受力如图所示： 21116053856tHFl NN21(6015)94HtH则作用于轴承的反力分别为 22111570566.rVHFFN2221.59463rVHFFN由轴承只受到径向载荷作用，故 116.rPFN2232r、 分别为左右两轴承所受当量动载荷。123） 、计算所需
17、的径向基本额定动载荷 rC因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今 ,1P2216.VFN156HFN29416.5rFN263r1.5PN263设计计算及说明 结果故应以轴承的径向当量动载荷 为计算依据，因受中等冲击1P载荷，查机械设计基础 （第五版）表 16-9 得 ，工1.5pf作温度正常，查表 16-8 得 ，故：tf11361360().5.48(20)2.1prhtfPnCLNkN4、由机械设计手册（单行本）轴承查得型号为 6208 的轴承符合强度要求，因此高速轴上轴承选用 6208 型号轴承。（二） 、中间轴 II 上的轴承选用型号为 6208 轴承；低速轴 III 上的轴承选用
18、型号为 6013 的轴承。见机械设计手册（单行本）轴承12.rCkN高速轴 I：型号为 6208 轴承中间轴 II：型号为 6208 轴承低速轴 III：型号为 6013的轴承设计计算及说明 结果八、轴的结构设计计算（一）高速轴的机构设计计算由于高速轴上的齿轮直径接近于轴径，故将轴设计为齿轮轴。1、高速轴的结构如下图所示：2） 、轴的转矩 6649.5103.8(. )7.510I IPTnNmNm齿轮上的受力圆周力： 1260ItTFd径向力： 78.rtN轴的受力如下图所示：2160tFN78.r设计计算及说明 结果设计计算及说明 结果3） 、a、求垂直面的支承反力 21121786.53
19、50(786.570)1rVVrVFlNFFNb、求水平面的支承反力 211212605358(16056)594tHHtHFlNFFNC、 力在支点产生的反力Q31121232974058.()974(580)1.FQFlNllN126.VFN156HFN2594H1475.FN2149.5FN设计计算及说明 结果d、绘垂直面的弯矩图（图 b）23113(6.50)3(57080)3.aVVaVVMFlNmNmle、绘水平面的弯矩图（图 c）13(5680)9aHMFlNmNmf、 力产生的弯矩图（图 d）QF233(97410)FQMlNmNma- a 截面反力产生的弯矩图为 123(47
20、5.80)2aFFlNmNmg、求合成弯矩图（图 e） 22()()3.197.5824aaVaHaFMMNm3.1aVMNm1.aV91aHMNm210FMNm27.58aFNm124.aMNm设计计算及说明 结果22112()()3.97.584aaVaHaFMMNmNm2210Fh、q 求轴传递的转矩（图 f）1370265.tdTNmNi、求危险截面的当量弯矩（图 g）a-a 截面最危险，其当量弯矩为 2()eaMT轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数 ，代入0.6上式得 22(14.)(0.675.)3.e NmNmj、计算危险截面处轴的直径轴的材料选用 40Mn 调质处理，由机
21、械设计基础 （第五版）表 14-1 查得 ，表 14-3 查得 ，750BaMP170baMP则： 31330.124.68ebdm124.aMNm0132.4eNm28dm设计计算及说明 结果由于轴做成齿轮轴，齿根圆直径 。因63.75fdm，故轴的设计尺寸符合要求。28fdm2、轴 II 和轴 III 的结构设计如下图：轴 II：轴 III:设计计算及说明 结果九、联轴器的选择计算1、低速轴与工作机鼓轮轴用联轴器连接，由于弹性柱销联轴器结构简单，更换柱销方便，缓和冲击，吸收振动，故选用弹性柱销联轴器。2、求计算转矩轴 III 转矩为 749.ITNm由机械设计基础 （第五版）表 17-1
22、查得工作机为输送机时，工作情况系数 ，故计算转矩为1.5AK(.749.)126cITNm3、确定型号由机械设计、机械设计基础课程设计表 17-4 查得符合轴直径为 50mm 的联轴器选取型号为 HL4 弹性柱销联轴器，其公称转矩 ，轴材料为钢时，许用转速为1250nTNm4000r/min，允许的轴孔直径在 之间，故能满足工作4056m机与减速器联接工作需要，从而确定联轴器型号为 HL4 联轴器GB5014-855012124.6cTNm联轴器型号为HL4 联轴器5012GB5014-85设计计算及说明 结果十、润滑与密封1、箱体内齿轮的润滑圆柱齿轮减速器的轴 I、轴 II、轴 III 的转
23、速分别为， ， ，4 个齿480/minInr126.3/inIr.6/minIr轮的分度圆直径分别为 ，70dm， ， 。265d342由 得01vnd601n则 4 个齿轮的分度圆速度分别为 11483.7.6/60601Iv ms22.25./Ind3316.4130.87/600Iv ms44.2./161Ind由机械设计、机械设计基础课程设计表 16-2 查得闭式齿轮传动润滑油运动粘度 的值。高速级齿轮传动所需40()Cv润滑油运动粘度为 ；低速级传动所需润滑油运动粘度为2/ms，故减速器齿轮润滑所需的平均润滑运动粘度 为：230/ms 40()Cv2240230/75/Cvsms
24、1.76/vms2.5/vs30.87/m4./vs24075/Cvms设计计算及说明 结果由机械设计课程设计表 16-1 查得选用中负荷工业齿轮油（GB5903-86）代号为 N320 的齿轮润滑油。各齿轮的速度均小于 12m/s,故采用油池润滑。3、轴承润滑密封由于三对轴承的速度均较低，故采用脂润滑。三对轴承选用代号为 ZGN69-2 的滚动轴承脂进行润滑。滚动轴承的密封形式用毡圈密封形式进行密封。选用中负荷工业齿轮油（GB5903-86）代号为N320 的齿轮润滑油采用油池润滑三对轴承选用代号为 ZGN69-2 的滚动轴承脂进行润滑采用脂润滑设 计 小 结经过两周多时间的努力，终于把机械
25、设计课程设计完整地做完了。在这次设计作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，同一个数据有时候也要计算好几遍，通过两周多计算设计和画图终于把设计完整的做出来。 尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了带传动以及齿轮的设计步骤与方法;也对制图有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力。在这次设计中,我发现自己考虑问题不全面，考虑到了细节整体又没有考虑，还有就是对理论知识的不熟悉，理论和现实脱节，使得这次设计遇到了很多从来没有遇到过的问题。认清了自己的不足之处，对以后的学习以及工作有了很大的帮助。参 考 文 献
