机械设计基础课程设计说明书二级传动教材Word文档下载推荐.docx
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4
减速器装配图的绘制
5
课程设计计算书的汇总及装订
主指导教师签名
戴进
日期：
年月日
课程设计步骤
步骤
主要内容
1设计准备工作
1熟悉任务书，明确设计的内容和要求
2熟悉设计指导书、有关资料、图纸等
3观察模型，了解减速器的结构特点
2设计
1确定传动方案
2选择电动机
3计算传动装置的总传动比，分配各级传动比
4计算各轴的转速、功率和转矩
3传动件的设计计算
1计算齿轮传动、带传动的主要参数和几何尺寸
2计算各传动件上的作用力
4装配图草图的绘制
1确定减速器的结构方案
2绘制装配图草图（草图纸），进行轴、轴上零件和轴承组合的结构设计
3校核轴的强度
4绘制减速器箱体结构
5绘制减速器附件
5装配图的绘制
1画底线图，画剖面线
2选择配合，标注尺寸
3编写零件序号，列出明细栏
4加深线条，整理图面
5书写技术条件等
6编写设计计算书
1编写设计计算说明书，内容包含所有的计算，并附有必要的简图
2说明书中最后一段内容应写出设计总结。
一方面总结设计课题的完成情况，另一方面总结个人所作设计的收获体会以及不足之处
计算及说明
2运动方案分析
设计单机圆柱齿轮减速箱和一级带传动
2.1原始数据：
F=1900N；
带速V=1.8m/s；
卷筒直径D=350mm。
3电动机选择
3.1电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
3.2工作机的功率：
Pw=FV/1000=1900x1.8/1000=3.42KW
3.3电动机功率选择：
3.3.1总功率计算
表9.4（机械设计基础课程设计第二版）得：
η带=0.96,η轴承=0.98，η齿轮=0.97，η联轴器=0.99，η滚筒=0.96
传动装置的总功率：
η总=η带×
η3轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96x.0983x0.97x0.99x0.96=0.833
3.3.2选择电动机的类型：
按照已知的工作条件和要求，选用Y型全封闭自扇冷式笼型三项异步电机。
另外，根据此处工况，采用卧式安装。
3.3.3所需电动机的功率Pd：
Pd=Pw/η总=3.42/0.833=4.11KW
3.3.4确定电动机的转速：
卷筒轴的工作转速为：
nw=60×
1000v/（Πd）=60x1000x1.8/（3.14x350）=98.27r/min
取v带传动的传动比为i1’=2～4
单级圆柱齿轮传动比i2’=3～5
则：
合理总传动比i’=6～20
故：
电动机转速的可选范围为：
nd’=i’nw=（6~20）x98.27=589.62r/min~1965.4r/min
符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min
根据计算出的功率，由附表查出适用的电动机型号，数据参数及传动比的情况见下表：
电动机型号
额定功率
电动机的转速r/min
传动装配
总传动比
Pw/kW
固定转速
满载转速
Y160M2-8
5.5
750
720
7.32
Y132M2-6
1000
960
9.76
Y132S-4
1500
1440
14.65
为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用Y132S-4。
4传动装置运动及动力分析
4.1分配传动装置的传动比：
根据电动机的满载转速nm和工作机构主动轴的转速nw求得总传动比：
i0=nm/nw=1440/98.27=14.65
由工程经验知分配传动比除了满足i1’=2～4、i2’=3～5外，还应该满足i1≤i2。
故取：
V带传动比为i1=3
齿轮传动比为i2=i0/i1=4.88
4.2轴的转速：
Ⅰ0n0=1440r/min
Ⅰ轴nⅠ=nd/ni=1440/3=480r/min
Ⅱ轴nⅡ=nⅠ/i2=480/4.88=98.36r/min
Ⅱ轴即为工作机构卷筒轴：
nⅡ=nw
4.3轴的输入功率：
Ⅰ0P0=Pd=4.11KW
Ⅰ轴PⅠ=P0η带=4.11x0.96=3.9456kw
Ⅱ轴PⅡ=PⅠη齿轮η轴承=3.9456x0.97x0.98=3.7507KW
卷筒轴的输出功率Pw为：
Pw=PⅡη联轴器η轴承=3.7507x0.99x0.98=3.6389KW
4.4轴的转矩：
电动机轴：
Td=9550×
Pd/nm=9550x4.11/1440=27.257N.m
Ⅰ轴TⅠ=9550×
PⅠ/nⅠ=9550x3.9456/480=78.501N.m
Ⅱ轴TⅡ=9550×
PⅡ/nⅡ=9550x3.7507/98.36=364.16N.m
卷筒轴Tw=9550×
Pw/nw=9550x3.6389/98.36=353.31N.m
（计算数值列表如下：
轴号
功率P
kW
转矩T
N·
m
转速n
r·
min-1
转动比
效率
电动机轴
4.11
27.257
0.96
Ⅰ轴
3.9456
78.501
480
4.88
0.95
Ⅱ轴
3.7507
364.16
98.36
1.00
0.91
卷筒轴
3.6389
353.31
5传动零件的设计计算
5.1带传动的设计：
求计算功率：
根据任务书所述要求及所选电动机查表13-8得工作系数KA=1.2，固有:
PC=Pe·
KA=1.2x5.5=6.6KW
选V带型号：
由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通V带。
根据PC=6.6kW、na=1440r/min。
查图13-15（教材），可得该交点位于A型区域，故选用A型V带。
5.1.1求大小带轮基准直径：
5.1.2确定小带轮直径
查表13-9可知d1≥75mm（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大），稍比其最小值大即可，故取d1=100mm。
由此：
d2=d1il（1-ε）,取ε=0.02
d2=i带d1（1-ε）=3x100（1-0.02）=294mm
由表13-9下方带轮直径推荐值寻其最近值得d2=300mm，实际传动比i”=d2/d1（1-ε）=3.06，其误差:
w1=（|i1-i”|/i1）×
100%=2.04%≤5%，故满足误差范围。
5.1.3验算带速：
v=лd1n0/60×
1000=3.14x100x1440/（60x1000）=7.536m/s
在v=5～25m/s内，适合。
5.1.4求V带基长与中心距a:
初步估算中心距:
a0=1.5（d1+d2）=1.5×
（100+300）=600mm
为圆整计算，取a0=600mm（满足0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2））
带长：
L0=2a0+л（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0=1844.667mm
查表13-2，对于A型带选用带长Ld=1800mm
再反求实际中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=577.67mm
5.1.5验算小轮包角：
a1=180°
-（d2-d1）×
57.3°
/a=160.16°
≥120°
，合适。
5.1.6求V带根数z：
由z=Pc/（P0+ΔP）KaKL。
此处n0=1440r/min，d1=100mm查表13-3得P0=1.1324kW。
根据i”=3.06,查表13-5得ΔP=0.17。
由a1=160.16°
查表13-7得Ka=0.95，查表13-2KL=1.01。
故：
z=6.6/{（1.1324+0.17）x0.96×
0.95}=5..57，取整z=6
5.1.7求作用在带轮轴上的压力FQ:
在v带传送中，若预紧力F0过小，已出现打滑；
反之，预紧力过大，则降低带的寿命。
查表13-1得q=0.1kg/m，单根v带的预紧力计算：
F0=500xPCX（2.5/Ka-1）/（zv）+qv2
=500x6.6x（2.5/0.95-1）/（6x7.536）+0.1x7.5362
=124.76N
作用在轴上的压力：
FQ=2zF0sin（a1/2）=2x6x124.76xsin（160.16°
/2）=1474.74N
5.1.8V带轮宽度的确定：
查表13-10得A型带轮e=15±
0.3，ƒmin=9，固有带轮宽度:
B=（z-1）e+2ƒmin，故取B=93mm
将所涉及的带轮传动参数列表如下：
V带轮型号
A型
长度Ld
1800mm
根数z
6根
中心距a
577.67mm
带轮直径d
d1=100mm,d2=300mm
宽度B
93mm
安装预紧力F0
F0=124.76N
带轮轴上的压力FQ
FQ=1474.74N
实际传动比i”
i”=3.06
5.2齿轮传动的设计计算：
5.2.1选择材料及确定许用应力：
齿轮
材料
热处理
HBS
小齿轮
45钢
调制处理
250
大出轮
正货处理
200
5.2.1确定材料需用接触应力
根据表：
HBS1=250，HBS2=200，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别:
σHlim1=480+0.93x（250-135）=586.95MPa
σHlim1=480+0.93x（200-135）=540.45MPa
由表课本11-5则有：
SHlim=1.25,SHlim=1.6，则两齿轮材料的许用应力为：
[σH1]=σHlim/SHlin=610/1.25=488MPa；
[σH2]=σHlim/SHlin=400/1.25=320MPa；
5.2.2小齿轮分度圆与转矩
根据设计准则，按齿面接触疲劳进行设计，则小齿轮分度圆最小直径
≥2KT{（
+1）（ZH+ZE）/（
[σH2]2
d）}1/3
小齿轮的转矩T
T=9550xP1/n2=9550x3.9456/480=78.501N.m
5.2.3计算确定齿轮模数m
设齿轮按8级精度制造，由表课本11-3，由原动机内电动机工作记为带式输送机，载荷平衡，齿轮在两轴承见对成分布。
则K=1.2。
由表11-4
ZE=188，取
d=1；
[
H]=540.45MPa,ZH=2.5，又有圆柱齿轮传动比i=4.88，带入公式有：
d1≥55.61mm
又：
a=（1+
）d1/2=55.61（1+4.88）/2=163.4934mm
m=（0.007~0.02）a=1.14~3.26
查课本表4-1，取m=2
[σF1]=σPE/SFlin=342MPa；
[σF2]=σPE/SFlin=238MPa。
5.2.4几何尺寸设计计算：
齿数：
Z1=d1/m=55.61/2=27.805取Z1=25
Z2=
Z1=4.88x25=122取Z2=122
中心距：
a=（Z1+Z2）m/2=（25+122）x2/2=147mm
齿轮宽度：
b2=
d1=1x50=50mm
b1=b2+（5~10）=55~60mm取b2=55mm
5.2.4校核齿根弯曲疲劳强度
σF=（2KT1/bd1m）xYFxYS
由课本图11-8，图11-9则:
Z1=25时YF1=2.73YS1=1.59
Z1=122时YF1=2.20YS1=1.84
由课本表11-1，两齿轮材料的弯曲疲劳应力分别为：
【σF1】=470MPa【σF2】=330MPa
由此则：
σF1=（2KT1/bd1m）xYFxYS
=61.8MPa<
【σF1】=470MPa
σF1=（2KT1/bd1m）xYFxYS
=59.4MPa<
【σF2】=330MPa
所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均满足要求。
5.2.5齿轮其他尺寸计算
分度圆直径：
d1=mZ1=2x25=50mm
d2=mZ1=2x122=244mm
齿顶圆直径：
da1=d1+2ha=55mm
da2=d2+2ha=249mm
齿根圆直径：
df1=d1-2hf=45mm
df2=d2-2hf=239mm
中心距：
a=147mm
齿宽：
b1=55mmb2=50mm
5.2.6选择齿轮精度等级
齿轮圆周速度：
V1=Πn1d1/60000=2.256m/s
由课本表11-2，选8级。
齿轮传动设计的基本参数：
齿数
分度圆直径
齿宽
模数
实际传动比
中心距
25
50
55
147
大齿轮
122
244
6减速器箱体基本尺寸设计：
查《设计基础》表12.1经验公式，及结果列于下表。
名称
符号
计算方式
结果（mm）
底座壁厚
δ
0.025a+5
8
箱盖壁厚
δ1
0.02a+5
底座上部凸圆厚度
b1
1.5δ1
12
箱盖凸圆厚度
b
底座下部凸圆厚度
b2
2.5δ1
20
箱座上的助板厚度
0.85δ≤m
箱盖上的助板厚
0.85δ1≤m
凸台的高度
h
有结构要求确定
16
地脚螺钉的直径
df
0.036a+12
16（M16）
地脚螺栓数目
n
轴承座联接螺栓直径
d1
0.75df
12（M12）
箱座与箱盖联接螺栓直径
d2
（0.5~0.6）df
轴承盖固定螺钉直径
d3
（0.4~0.5）df
10（M10）
连接螺栓d2的间距
L
（150≤l≤200）
150
大齿轮顶圆与箱体内壁的距离
Δ1
>
1.2δ
箱体内壁与齿轮端面距离
Δ2
14
视孔盖固定螺钉直径
d4
（0.3~0.4）df
6（M6）
定位销直径
d
（0.7~0.8）d2
8（M8）
6.1螺钉螺栓到箱体外避距离：
查表12-2得：
dƒ、d1、d2至箱体外壁距离为：
C1,=22mm,C1,1=18mm,C1,2=14mm；
dƒ、d1、d2到凸缘边缘距离C2,ƒ=20mm,C2,1=16mm,C2,2=12mm；
轴承旁凸台半径：
R1,ƒ=C2,ƒ=20mm，R1,2=C1.2=14mm；
箱体外壁至轴承端面距离：
l1=C1,1+C2,1+（5～10）=18+16+8=42mm。
6.2视孔盖
由于单级减速器中心距为147mm，则有课程设计书表12.4得视孔盖长l1=120mm，横向螺栓分布距离l2=150mm，视孔盖宽300mm，纵向螺栓分布距离b2=150mm，螺栓孔直径
，孔数4个。
7轴的设计
7.1估算轴的最小直径
选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的许用应力，由已知条件，选用45钢调质处理。
HBS＝230~240，根据教材公式，取A0=118，则：
≥A0（P1/n1）1/3=23.8mm
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径dmin=25mm。
7.2轴的结构设计
据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以d1、d2、d3、d4、d5、d6表示各段的直径，以x1、x2、x3、x4、x5、x6表示各段的长度。
（d1处安装大带轮，d2处安装轴承端盖，d3处安装一号轴承与套筒，d4处安装小齿轮，d7处安装二号轴承）
7.2.1径向尺寸：
根据常用结构，取d1=dmin=25mm；
孔（大带轮）倒角推荐值为1mm，故取:
d2=d1+（1+0.5）x2=27mm
毡圈系列中要求的轴径均为0、5圆整数，故此修正为,d2=30mm
选轴承为6207型号轴承，取所选轴承内径为35mm，且轴承宽度B=17mm，故取d3=35mm；
为方便加工测量，取d4=45mm（此也为小齿轮内孔直径），由于齿轮齿根圆直径为45mm，则直接把齿轮做在轴承上面，套筒安装d3上面，即有：
da=5d3=35mm对齿轮内孔倒角2mm，故取:
d5=d4+（1.6+1.5）x2=47.2mm（取50mm）
由于对称分布故:
D6=d3=35mm
7.3.1轴向尺寸：
根据大带轮的内孔宽:
L=（1.5~2）d1=45~60mm
为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取x1=42mm承润滑方式.：
V轴承=d3xn1=35x480
=19200mm.r/min≤（1.5~2）x105mm.r/min
故选取脂润滑方式,为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承端面面到箱体内壁的距离取14mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为8~10mm（此取10mm）,故有:
x3=10+14+B=41mm；
套筒档齿轮时，为保证精度取:
X4=b1+11mm=66mm
故同时将x3修正为x3=47mm,轴环取5~8mm，故取x5=5mm.
由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，还有轴承，则取:
x6=32mm（包括越程槽尺寸）
x2=45mm
主动轴的各轴径及各长度：
各轴段
6
7
轴径（mm）
30
35
45
40
长度（mm）
42
47
66
32
主动轴的零件草图：
7.3.4按弯扭合成应力校核轴的强度
7.3.4.1计算作用在轴上的力
小齿轮受力分析
圆周力：
Ft1=2T1/d1=2x78501/50=3140N
径向力：
Fr1=Ft1tan20°
=3140xtan20°
=1143N
根据前轴结构设计可得：
带轮中心到另一轴承的距离：
K=B/2+x2+L/2=9+83+30=122mm
一号轴承到齿轮中心的距离：
L2=B/2+10+14+b1/2=86.5mm
齿轮中心到二号轴承中心的距离L1=L2=86.5mm
有两轴承中心距为：
L=L2+L1=173mm
7.3.4.2计算支反力
根据受力分析，有：
Flv+F2v=Fr，Flv=F2v（齿轮两轴承中心）。
得：
Flv=F2v=Fr/2=571.5N
水平面：
FlH=F2H=Ft1/2=1570N
带轮对轴的作用力FQ在指点产生的反力：
F1.f=FQxk/L=1474.74x122/173=1040N
F2.f=F1.f+FQ=1040+1474.74=2514.74N
7.3.4.2作弯矩图
垂直面弯矩：
MAV=F2vxL1/2=24.72（N.m）
水平面弯矩：
MaH=FlHL2/2=67.9（N.m）
FQ力产生的弯矩：
Mzf=FQk=1474.74x122=179.92（N.m）
合成弯矩：
Ma=MaFQ+（M2av+M2aH）1/2=162.22（N.m）
折合当量弯矩：
由前算出T1=78.501N.m,“由转矩性质而定的折合系数”知
，故：
Mae=（M2a+（aT12））1/2=173.24N.m
Mbe=（M22f+（aT12））1/2=189.92N.m
7.3.4.4计算危险截面处轴的许用直径：
由（图1）知轴上安装小齿轮的截面为危险截面，可得：
dmin=（Mae/（0.1[δ-1b]）/13=30.6mm≤45mm。
由此可知，此轴安全。
7.4低速轴的设计
7.4.1选择轴的材料、热处理方式：
由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，调制处理。
强度极限：
δB=650MPa；
屈服极限：
δs=360MPa；
弯曲疲劳极限：
δ-1=300MPa。
弯曲需用应力（静）[δ-1b]=60MPa。
7.4.2初步估算轴最小直径：
根据教材公式，取A0=118，则
dmin≥A0（P2/n2）1/3
由前计算可知：
，故dmin≥39.7mm，由于开了一个键槽，故取dmin=50mm。
7.4.3轴的结构设计：
根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以d1、d2、d3、d4、d5、d6、d7表示各段的直径，以x1、x2、x3、x4、x5、x6、x7表示各段的长度。
（d1处安装联轴器，d2处安装轴承端盖，d3处安装三号轴承与套筒，d4处安装大齿轮，d7处安装四号轴承）
7.4.3.1径向尺寸：
联轴器的初步选择：
根据低速轴的计算转矩可选用凸缘联轴器，型号为“GYS6型凸缘联轴器Y50x112/J150x84GB/T5843-2003”，
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