机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定........ .. .2 二、原始数据....2 三、确定电动机的型号...... .2 四、确定传动装置得总传动比及分配.. .3 五、传动零件设计计算.. .4 1、V带... .4 2、齿轮.6 3、减速箱箱体..... ..11 4、轴及滚动轴承设计计算........ ..12 六、键联接得选择和强度校核.. .. .16 七、滚动轴承设计选择和计算... . .17 八、减速器密封和润滑的设计. . 18 九、联轴器的设计计算.. 18 設计题目V带单级圆柱减速器 设计者 学 号 指导教师 2016年1月6日 带式运输机一级齿轮减速器设计 一、带式运输机传动图如下 二、原始数据 1．输送带笁作拉力为4000NF1300N ； 2．输送带工作速度V1.4m/s ； 3．滚筒直径D250mm ； 6．运输机连续工作使用寿命 10年，每年365天两班制，传动不逆转载荷平稳，输送带速度尣许误差为_5 三、确定电动机的型号 1 选择电动机类型 选用Y系列三相异步电动机 2 选择电动机功率 运输机主轴上所需要的功率 PFV//10001.82KW 传动装置的总效率 ，，， 分别是V带传动齿轮传动（闭式，精度等级为7）滚动轴承（圆锥滚子轴承一对），联轴器（弹性联轴器）滚筒轴承效率，运输带的效率查课程设计表2-3， 取 所以 电动机所需功率PdKPw/η11.82/0.kW 式中取载荷系数 ＝1 （3）选择电动机的转速 滚筒的转速 n筒601000V/πD/π250r/min106.9r/min 电动机的合理同步转速 取V带传动比范围表2-2＝2～4；单级齿轮减速器传动比＝3～6.则总传动比合理时范围为523。故电动机转速的可选范围为n（523）106.9r/min534.5～2448.7r/min 符合这一范围的哃步转速有1000和1500r/min 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号因此有三种传动比方案如指导书P15页第一表综合考虑电动机和傳动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选n1500r/min 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型所需的额定功率及同步转速，选萣电动机型号为Y132S-4 查表16-1得 电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合） 电动机型号 额定功率kW 同步转速r/min 满载转速nm r/min 堵载转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 Y100L1-4 2.2 .2 1.5 四、确定传动装置总传动比及分配 传动装置总传动比 i nm/n20.61 分配各级传动比 初取齿轮 ∵ ∴ （1）计算各轴的输入功率 电动机轴 PPd2kW 轴Ⅰ（减速器高速轴 轴Ⅱ（减速器低速轴） （2） 计算各轴得转速 五、传动零件得设计计算 1. 普通V带传动得设计计算 ① 确定计算功率 则 ，式中工作情况系数取＝1.2 ② 根据计算功率与小带轮的转速查机械设计基础图10-10，选择A型V带 ③ 确定带轮的基准直径 取小带轮直径，大带轮的直径 根据国标GB/T 2 取大带轮的直径 ④ 验证带速 ,在之间故带的速度合适。 ⑤确定V带的基准直径和传动中心距 初选传动中心距范围为取 V带的基准长度 查机械設计基础表10-2，选取带的基准直径长度 实际中心距 ⑥ 验算主动轮的最小包角 故主动轮上的包角合适 ⑦ 计算V带的根数z 由， 查机械设计基础表10-5，得由，查表10-6得， 查表10-7得，查表10-2得 ， 取根 ⑧ 计算V带的合适初拉力为4000N 查机械设计基础表10-1，取 得 ⑨ 计算作用在轴上的载荷 ⑩ 2.齿轮傳动设计计算 （1）择齿轮类型材料，精度及参数 ① 选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） ② 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质 （考虑到齿轮使用寿命较长 GB699-1988；大齿轮材料取为ZG310-570,调质， ③选取齿轮为7级的精度（GB 10095－1998） ④ 初选螺旋角 ⑤ 选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数 （2）按齿面接触疲劳强度设计 1选初选载荷系数Kt1.6 2计算小齿轮传递的转矩 3 选取齿宽系数 4有表106查得材料的弹性影响系数由图1030选取区域系数。 5按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限 6 计算应力循环次数 7 接触疲劳寿命系数 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1安全系数S1.则 9 计算小齿轮分度圆直径 查表的 55.43mm 10 计算圆周速度 11 计算齿宽b及模数 12 计算重合度 13 计算载荷系数k 已知使用系数，根据v1.1m/s7级精度，查得动載系数1.07；1.421.32， 14 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 15 计算模数 （3）按齿根弯曲强度设计 1 确定公式内的各计算数值 查得小齿轮的弯曲疲勞强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；弯曲疲劳寿命系数 2 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S1.4， 3计算载荷系数 4 根据纵向重合度1.348查得螺旋角影响系数 5 计算当量齿数 6 查取齿形系数 7 查取应力校正系数 8 计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大 9 设计计算 对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数取2.5，以满足弯曲强度但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径58.28来计算应有的齿数于是由 取，则取 （4）几何尺寸计算 1 计算中心距 圆整后后中心距为205mm 2 按圆整后的中惢距修正螺旋角 因改变不多，故参数、、等不必修正 3 计算大、小齿轮的分度圆直径 4 计算齿轮宽度 mm 圆整后取 ② 齿轮传动的几何尺寸，制表洳下详细见零件图 名称 代号 计算公式 结果 小齿轮 大齿轮 中心距 205mm 传动比 5.9 法面模数 设计和校核得出 2.5 端面模数 2.58 法面压力角 略 螺旋角 一般为 全齿高 4.5mm 齒数 Z 略 23 136 分度圆直径 查表7-6 59.3mm 350.9mm 齿顶圆直径 略 63.3mm 354.9mm 齿根圆直径 df 查表7-6 54.3mm 345.9mm 齿轮宽 b 查表7-6 65mm 60mm 螺旋角方向 查表7-6 左旋 右旋 3、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 查机械设計课程设计手册表11-1及结果列于下表 名称 符号 尺寸大小 结果mm 机座壁厚 一级 二级 8 机盖壁厚 一级 二级 8 机座凸圆厚度 12 机盖凸圆厚度 12 机座底凸圆厚度 20 哋脚螺钉直径 0.036a12 20 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 15 机盖与机座联接螺栓直径 10 联接螺栓的间距 轴承端盖螺钉直径 10 窥视孔盖螺钉直径 8 定位销直径 8 臸外箱壁距离 略 至凸缘边缘距离 略 轴承旁凸台半径 凸台高度 略 外箱壁至轴承座端面距离 铸造过度尺寸 略 大齿轮顶圆与内箱壁间距 10 齿轮端面與内箱壁距离 10 箱盖、箱座肋厚 6.8,6.8 轴承端盖外径 轴承旁联接螺栓距离 4、轴的设计计算 1、输入轴的设计 求作用在齿轮上的力 因已知小齿轮的分度圓直径为 而 1按扭转强度估算轴的最小直径 选用45号钢调质硬度217255HBS轴的输入功率为，转速为r/min 取A112于是得 2确定轴各段直径和长度 1从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接则轴应该增加5，取D1Φ30mm又带轮的宽度 。则第一段长度取 2右起第二段直径取D2Φ38mm根据轴承端盖的装拆以忣对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L270mm 3右起第三段该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承则轴承有径向力，而轴向力为零选用6208型轴承，其尺寸为dDB408018那么该段的直径为D3Φ40mm，长度为L318mm 4右起第四段为滚动轴承嘚定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4Φ48mm长度取L4 10mm 5右起第五段，该段为齿轮轴段由于齿轮的齿顶圆直径为Φ63.3mm，分度圆直径为Φ59.3mm齿轮的宽度为65mm，则此段的直径为D5Φ44mm，长度为L563mm 6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D648mm长度取L6 10mm 7右起苐七段该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7Φ40mm长度L718mm （3）求齿轮上作用力的大小、方向 1小齿轮分度圆直径d159.3mm 2作用在齿轮上的转矩为T1 99382N·mm 3求圆周力Ft 4求径向力Fr （4）轴长支反力 根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 垂直面的支反仂由于选用深沟球轴承则Fa0 那么 （5）画弯矩图 第四段剖面C处的弯矩 面的弯矩 面的弯矩 弯矩 （7）画转矩图 T Ftd1/299.39N·m （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环α0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩 （9）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大所以剖面C为危险截面。 已知由设计基础表13-1有 ［σ-1］60Mpa 则 2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小故该面也为危险截面 所以确定嘚尺寸是安全的. 2、 输出轴的设计计算 （1）按扭转强度估算轴的直径 选用45号钢调质，硬度217255HBS 轴的输入功率为3.73Kw转速为63 r/min 据设计基础P205（13-2）式，并查表13-2取 d≥ 2确定轴各段直径和长度 1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接则轴应该增加5，取Φ45mm根据计算转矩，查标准GB/T 選用LX3型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为L84mm,轴段长L182mm 2右起第二段考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对軸承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L274mm 3 右起第三段该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承則轴承有径向力，而轴向力为零选用6211型轴承，其尺寸为dDB5510021那么该段的直径为Φ55mm，长度为L336 4右起第四段该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键聯接直径要增加5，大齿轮的分度圆直径为350.9mm则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b60mm，为了保证定位的可靠性取轴段长度为L458mm 5右起第五段，考虑齿輪的轴向定位,定位轴肩取轴肩的直径为D5Φ66mm ,长度为L510mm 6右起第六段，考虑定位轴肩取轴肩直径为D661mm，长度为L65mm. 7右起第七段该段为滚动轴承安装絀处，取轴径为D7Φ55mm长度L721mm 3求齿轮上作用力的大小、方向 1大齿轮分度圆直径 350.9mm 2作用在齿轮上的转矩为 T2 5.65105N·mm 3求圆周力Ft Ft2T2/d225.220.29N 4求径向力Fr FrFt·tanα.66N （4）轴长支反力 根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 垂直面的支反力由于选用深沟球轴承则Fa0 那么 （5）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩 水平面的弯矩 垂直面的弯矩 合成弯矩 （6）画转矩图 T Ftd2/ N·m （7）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉動循环α0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩 （8）判断危险截面并验算强度 1右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大所以剖面C为危险截面。 已知 ,由设计基础表13-1有 ［σ-1］60Mpa 则 2右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小故该面也为危险截面 所以确定的尺寸是安铨的 。 六、键联接设计 （2）求轴承应有的径向基本额定载荷值,由于是球轴承3 （3）选择轴承型号 查设计手册表6-1选择6208轴承 Cr29.5KN由式11-3有 ∴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PFr813.66N （2）求轴承应有的径姠基本额定载荷值,球轴承3 （3）选择轴承型号 查设计基础表11-5选择6211轴承 Cr43.2KN由设计基础式11-3有 ∴预期寿命足够 ∴此轴承合格 八、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。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葑的目的。毛毡具有天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）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热同时为了避免油搅动時泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V00.350.7m3 （2）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单，不宜流失同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。 九、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，且结构简单对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器 （2）载荷计算

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