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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支配各级的传动比6四、传动装置的运动和动力设计7五、一般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：V带单级直齿圆柱齿轮减速器机械系设计者：学号：指导老师：一、设计课题:设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单向运转载荷变更不大，空载启动。减速器小批量生产，运用期限10年，二班制工作，卷筒不包括其轴承效率为97%,运输带允许速度误差为+5
2、%o运输带拉力F(KN)1.65运输带速度V(ms)1.35卷筒直径D(mm)380设计任务要求：1 .减速器装配图纸一张(Al号图纸)；2 .零件图纸一张(A2号或A3号图纸)；3 .设计说明书一份(50008000字)；计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动1、工作条件：运用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：滚筒圆周力F=1650N;带速V=1.35ms;滚筒直径D=380mm;方案拟定：接受V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简洁，成本低，运用维护便利
3、。1.电动机2.V带传动3.圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚简6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机,其结构简洁，工作牢靠，价格低廉，维护便利，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1)：Pd=Pw/Ra(kw)由式(2)：Pw=FV1000(KW)因止匕Pa=FV/1000a(KW)由电动机至运输带的传动总效率为：1234115式中：1123114rl5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取111=0.96.n2=0.98.113=
4、0.97.rI4=0,97则：总=0.960.983X0.97X0.990.96=0.83所以：电机所需的工作功率：pl.=FVooon总=(16501.35)(10000.83)=2.68(kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒=60X1000V/(D)=(601OOO1.35)/(380)=67.9r/min选取传动比合理范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I=35取V带传动比I=24；则总传动比理论范围为：Ia=620。故电动机转速的可选范为N,d=aXn卷筒=(6-20)67.9=407.41358r/min符合这一范围的同步转速有750r/min1000r/min1500
5、r/min,再依据计算出的容量,由附表8-1查出有三种适用的电动机型号,其技术参数及传动比的比较状况见下表。方电动机额定功率电动机转速(r/min)传动装置的传动比案型号Pei同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y132M-8375071010.4625.232Y132S-63100096014.142.85.053Y100L2-431500142020.9136.97综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较两个方案可知：选择方案2比较合适。因此选定电动机型号为Y132S-6,所选电动机的额定功率P=3KW,满载转速11m=960rmin,总传动比适中，传动装置结构较紧
6、凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示I-cr E-*hbb-,rl中心高H外形尺寸1.(AC2+AD)HD底角安装尺寸AXB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132520345320216X1401238X8010X41三、确定传动装置的总传动比和支配级传动比：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=nmn=nmn卷筒=960/67.9=14.14总传动比等于各传动比的乘积支配传动装置传动比ia=ioXi（式中io、i分别为带传动和减速器的传动比）2、支配各级传动装置传动比：依据指导书P7表1,取io=2.8（一般V带i=24
7、）因为：ia=ioi所以：i=iaio=14.14/2.8=5.05四、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I轴，II轴，以及io,i,为相邻两轴间的传动比1101,1112为相邻两轴的传动效率Pl,Pn,为各轴的输入功率（KW）Tl,TlI,为各轴的输入转矩（Nm）nI,nil,为各轴的输入转矩（rmin）可按电动机轴至工作运动传递路途推算，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：I轴：nI=n11io=960/2.8=342.86(rmin)II轴：nil=nii=324.86/5.05=64.33r/min卷筒轴:n=nil=64
8、.33r/min(2)计算各轴的功率：I轴：PI=PdXnOl=Pdn=2.680.96=2.57(KW)II轴：Pn=Pl12=Pl112113=2.570.980.97=2.45(KW)由指导书的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99卷筒轴:Pm=p11n23=p11n2n4=2.450.980.99=2.37(KW)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为:Td=9550Pdnm=95502.68/960=26.66NmI轴：Tl=Tdio11o=Tdio=26.662.80.96=71.66NmII轴：Tn=TIin12=TIin2n4=71.665.050.980.
9、99=351.11Nm卷筒轴输入轴转矩：m=11n2n4=351.110.980.99=340.65Nm计算各轴的输出功率：由于I11轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：PI=PIXn轴承=2.570.98=2.52KWP11=P11Xn轴承=245X0.98=2.40KW计算各轴的输出转矩：由于I轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：TI=TIXn轴承=71.660.98=70.23NmT,II=TnXn轴承=351.110.98=344.09Nmi为带传动传动比il为减速器传动比滚动轴承的效率11为0.98-0.995在本设计中取0.98综合以上数据，得表如下:轴名效率P(K
10、W)转矩T(Nm)转速n传动比i效率输入输出输入输出r/minn电动机轴2.6826.669602.80.96I轴2.572.5271.6670.23342.865.050.95II轴2.452.40351.11344.0964.331.000.97卷筒轴2.372.32340.65338464.33五V带的设计(1)选择一般V带型号已知P额=3kW转速n=342.86r/min两班制1 .计算功率：PC=KAP=L2X2.8=3.36kW选取KA=I.2P=3.36kW2 .选择带型：依据P,=3.6kW和n】=960r/min由图8-11选取A型3 .确定带轮基准直径：由表9-2确定djd
11、d2=id(l-)=960/342.86100(1-0.02)274mm查表9-2取标准值选取d=100mm,drf2=280mm4 .验算带速：V=11.d.ni601000=100960/60XlOOO=5.024ms由课本P156表87查得KA=1.2由课本P132表9-2得，举荐的A型小带轮基准直径为75mm125mm因为5msV=18Oo-57.3o(d-d)a=18Oo-57.3o(28O-lOO)5OO=1590因120,故符合要求。8 .单根V带传递的额定功率：依据d和n,查图10-9得P=1.4kW9.il时单根V带传递的额定功率增量：据带型及由机械设计书表94查得P0=0.
12、95由表9-6查得PO=O.11由表9-7查得K=0.95由表9-3查得KL=0.96由课本表9-2得，举荐的B型小带轮基准直径125mm280mm由机械设计书表94查得i查表10-5得4P=0.17kW10 .确定带的根数：查表106：=0.9查表107K=0.99Z=P(P+P)KKG=3.6(1.4+0.17)0.95X0.99=2.44故取Z=311 .单根V带的初拉力：查表10/：q=0.01kgmF。=500(2.50.95)-l(Pc/Z*)+qv2=500(2.5/0.95)-l(3.6/37.43)+0.107.432N=137.3N12 .作用在轴上的力：FQ=2ZF(,s
13、in(2)=23137.3sin(l592)N=8ION13 .带轮的结构和尺寸：以小带轮为例确定其结构和尺寸，由图107选定小带轮为实心轮，轮槽尺寸及轮宽按表10-3计算，并参查简明机械零件设计好用手册，从而画出小带轮工作图。P0=2.08由表9-6查得PO=OJO由表9-7查得Ka=0.95由表9-3查得KL=LOO带轮示意图如下:005T005a六、齿轮传动的设计：(1)、依据传动方案选定直齿圆柱齿轮传动。(2)、依据运输机工作机转速选择7级精度(GB10095-88)o(3)、材料选择：由表IO-I选择小齿轮为40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为24
14、0HBS,二者材料硬度相差40HBS。(5)、初选主要参数Z=20,u=4.5Z2=Z1u=204.5=90(6)按齿面接触乏累强度计算计算小齿轮分度圆直径d.32叵国可确定各参数值载荷系数取K=1.3小齿轮名义转矩Tl95.5105Pi95.51054.23Tl=m342.86=1.18IO5Nmm由表10-7选取齿宽系数d=L材料弹性影响系数由课本表6-7Ze=189.8诙区域系数Zh=2.5重合度系数t(I/Z1+I/Z2)(1/20+1/90)=1.69Z”旺=亨=。，许用应力查课本图621(a)=610MPawhm2=560MPa查表68按一般牢靠要求取SH=I则。I=MlL=610
15、MPaSH2=h2-=56()MPSH取两式计算中的较小值，即oh=560Mpa于是d4叵五库=3/2x1.2x1.18x104.5+1(189.80.77丫-V145-1560J=52.82mm(4)确定模数m=dlZl52.82/20=2.641取标准模数值m=3(5)按齿根弯曲乏累强度校核计算。=夺七之父。校核bet、m式中小轮分度圆直径d=mZ=320=60mm齿轮啮合宽度b=ddi=1.060=60mm复合齿轮系数Yfsi=4.38Yfs2=3.95重合度系数Y=0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力查图6-22(a)oFliml=245MPa。F
16、Iim2=220MPa查表6-8，取Sf=I.25贝（jr1=i96MOpL-lr,.220,=-=-=MPa计算大小齿轮的上并进行比较”。尸1。2取较大值代入公式进行计算则有,2=三W2l2l18153.95x(f2bd/nfs260603=71.86of2故满足齿根弯曲乏累强度要求(6)几何尺寸计算d=mZ=3X20=60mmd2=mZ=390=270mma=m(Z1+Z2)=3X(20+90)/2=165mmb=60mmb2=60取小齿轮宽度bl=65mm(7)验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度V=dlnl(601000)=3.1460342.86/(601000)=1.08m/s比照
17、表6-5可知选择8级精度合适。七轴的设计1,齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)1,5滚动轴承2一轴3齿轮轴的轮齿段4一套筒6密封盖7一轴端挡圈8一轴承端盖9一带轮10一键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为Pi=4.32KWPl的值为前转速为nI=342.86r/min面第10页中依据课本P205(13-2)式，并查表13-2,取c=115给出dC3=115J432=26.76mminjV342.86在前面带轮(3)确定轴各段直径和长度的计算中已从大带轮起先右起第段，由于带轮与轴通经得到Z=3过键联接，则轴应当增加5%,取Di=3
18、0mm,又带其余的数据轮的宽度B=(Z-I)e+2f手册得到二(3-1)18+28=52mmDl=30mm则第一段长度L=60mmL=60mm右起其次段直径取D2=38mm依据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要D2=38mm求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间L2=70mm的距离为30mm,则取其次段的长度L2=70mm右起第二段，该段装有滚动轴承，选用深沟D3=40mm球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208L3=20mm型轴承，其尺寸为dXDXB=40X80X18,那么该段的直径为Ds=40mm,长度为L3=20mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直D4=48m
19、m径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=48mm,L4=10mm长度取Ia=IOmm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的D5=66mm齿顶圆直径为66mm,分度圆直径为中60mm,齿轮的宽度为65mm,则，此段的直径为D5=66mm,长度为L5=65mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=中48mm长度取L6=IOmm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm,长度L7=18mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：d=60mm作用在齿轮上的转矩为：Tl=1.18105Nmm求圆周力：FtFt=2Td2=21.1810560=1
20、966.67N求径向力FrFr=Fttana=1966.67tan2Oo=628.2ONFt,Fr的方向如下图所示(5)轴长支反力依据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=983.33N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=O那么Ra,=Rb,=Fr62/124=314.1N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：L5=65mmD6=48mm1.6=IOmmD7=40mm1.7=l8mmFt=1966.66NmFr=628.20NmRa=Rb=983.33NmRa,=Rb,=314.1N水平面的弯矩：Mc=PaX62=60.9
21、7NmMc=60.97Nm垂直面的弯矩：Mci,=Mc2,=Ra,62=19.47Nm合成弯矩：MCl=MC2,=19.47NmMci=Mc2=Mc2+ci2=60.972+19.472=64.0NMMC1=MC2(7)画转矩图：T=Ftd2=59.0Nm=64.0Nm(8)画当量弯矩图T=59.0Nm因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：=0.6Mec2=4Me；+(T)2=73.14Nm(9)推断紧急截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而具直径与相邻段相差不大，所以剖面C为紧急截面。已知MeC2=73.14Nm,由课本表13-1有：MeC2=7
22、3.l4Nm。-1=60Mpa。/=60Mpa则：。e=MeC2W=MeC2(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=8.59NmL.1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为紧急截面：MD=aT)2=0.6x59=35.4丽e=MdAV=Md(0.1Di3)=35.41000/(0.1303)=13.11Nm14.24Nm。/右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为紧急截面：MD=MaD2=0.6508.0=304.8M2e=MdAV=Md(0.1Di3)=304.81000/(0.1453)=33.45NmL.1所以确定的尺寸是平安的。以上计算所需的图如下：M
23、D=33.45Nm4141.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合状况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度上升，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。启盖螺钉机
24、盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至一个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，像孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应当对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置
25、在伸出轴与端盖之间有间隙，必需安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应依据具体状况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸(mm)机座壁厚8机盖壁厚618机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度bi12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数l三ln4轴承旁联结螺栓直径dl16机盖与机座联接螺栓直径6212联轴器螺栓d2的间距1160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df,dl,d2至外机壁距离Ci26,22,18dr,12至凸缘边缘距离C224,16轴承旁凸台半径Ri24,16凸台高度h依据低速级轴承座外径确定，以便于扳手
26、操作为准外机壁至轴承座端面距离Ii60,44大齿轮顶圆与内机壁距离l12齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚mi,m27,7轴承端盖外径D290,105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Mdl和Md2互不干涉为准,一般s=D2九.键联接设计1.输入轴与大带轮联接接受平键联接此段轴径d=30mm,L=50mm查手册得，选用C型平键，得：A键87GBl096-79L=L1-b=50-8=42mmT=44.77Nmh=7mm依据课本P243(10-5)式得Op=4T(dhL)=444.771000/(30742)=20.30MpaRl(IlOMpa)键 1282、输入轴与齿轮
27、1联接接受平键联接轴径d2=44mmL2-63mmTI=120.33Nm查手册选A型平键GB1096-79B键12x8GB1096-79l=L2-b=62-12=50mmh=8mm0p=4Tl/(dh1)=4120.331000/(44850)=27.34Mpap(IlOMpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d3=60mmL3=58mmT11=518.34Nm查手册P51选用A型平键键18x11GB1096-79l=L3-b=6O-18=42mmh=11mm0p=4TH/(dh1)=4518.341000/(60ll42)=74.80Mpa1460060fdP60x342.861.262
28、.820预期寿命足够此轴承合格2.输出轴的轴承设计计算(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=I369.61N(2)求轴承应有的径向基本额定载荷值C=W.(券/=1.21369.61c6077122l460lflIO61IO6=6696.63N(3)选择轴承型号查课本表11-5,选择6211轴承Cr=43.2KN由课本式11-3有1.h=-(小P=X(43200)3=39195451460060nfdP60x77.221.2x1369.61预期寿命足够此轴承合格十一、密封和润滑的设计1.密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封
29、。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有自然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2.润滑(1)对丁齿轮来说，由于传动件的的圆周速度VV12ms,接受浸油润滑，因此机体内须要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避开油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm0对于单级减速器，浸油深度为个齿全高，这样就可以确定所需油量，单级传动，每传递IKW需油量Vo=0.35-0.7m3o对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简洁，不宜流失，同时也能形成
30、将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二.联轴器的设计(1)类型选择由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简洁，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。(2)载荷计算计算转矩TC=KAT11=1.3518.34=673.84Nm,其中KA为工况系数，由课本表14-1得Ka=L3(3)型号选择依据Tc,轴径d,轴的转速n,查标准GB/T50142003,选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩T=1250Nm,许用转速n=3750rm,故符合要求。十三、设计小结机械设计课程设计是我们机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综合性与实践性环节。(1)通过这次机械设计课程的设计，综合运用了机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际学问，培育分析和解决一般工程实际问题的实力，并使所学学问得到进一步巩固、深化和扩展。(2)学习机械设计的一般方法，驾驭通用机械零件、机械传动装置或简洁机械的设计原理和过程。(3)进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及运用阅历数据，进行阅历估算和数据处理等。
