机械设计基础课程设计详细计算带图纸
机械设计基础课程设计详细计算带图纸
集团标准化工作小组 [Q8QX9QT-X8QQB8Q8-NQ8QJ8-M8QMN]
0226
学号：
题目铸造车间型砂输送
设备的传动装备设计
教学院机电工程学院
专业机械制造及自动化
班级08机电专2
姓名邓子云
指导教师*** *** ***
2010年6月10日
目录
一．前
言…………………………………………………………………………………
(6)
二．电动机的选
择 (6)
三．总传动比和分配传动
比 (7)
四．运动与动力参数的计
算 (8)
五．带传动的设
计 (8)
六．齿轮传动的设计计
算 (10)
七．减速器箱体基本尺寸设
计 (12)
八．轴的设
计…………………………………………………………………………………
(14)
九．联轴器的选
择 (19)
十．对轴承的校
核 (19)
十一．普通平键的选择及校
核 (20)
十二．润滑方式与密封形式的选
择 (22)
十三．设计小
结 (22)
十四．参考文
献 (23)
十五．附
图…………………………………………………………………………………
(24)
2009～2010学年第2学期
《机械部件设计》课程设计任务书
一、课程设计目的
课程设计是机械设计基础课程重要的实践性教学环节。课程设计的基本目的是：
1．综合运用机械设计基础和其它先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。
2．通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意见，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。
3．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基本技能的训练。
二、课程设计内容
课程设计的内容主要包括：分析传动装置的总体方案；选择电动机；传动系统计算；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；装配图和零件图设计；编写设计计算说明书。
课程设计中要求完成以下工作：
1．减速器装配图1张(A1图纸)；
2．减速器零件图2张(A3图纸)；
3．设计计算说明书1份。
附：
原始数据
题号12345678910
运输带拉力F(N)30002800 27002600260025002750310030002900运输带速度
V(m/s)
滚筒直径D(mm)300330340350360380380300360320（二）工作条件
该传动装备单向传送，载荷有轻微冲击，空载起动，两班制工作，使用期限10年（每年按300天计算），运输带容许速度误差为5%。
（三）运动简图
（四）设计计算说明书内容
0、封面（题目、班级、姓名、学号、指导老师、时间）
1、目录（标题、页次）
2、设计任务书（装订原发的设计任务书）
3、前言（题目分析、传动方案的拟订等）
4、电动机的选择，传动系统计算（计算电动机所需的功率、选择电动机、分配各级传动比，计算各轴转速、功率和扭矩）
5、传动零件的设计计算（带传动设计计算，齿轮传动设计计算）
6、轴的设计计算及校核
7、轴承的选择和计算
8、键联接的选择和校核
9、联轴器的选择
10、箱体的设计（主要结构和设计计算及必要的说明）
11、润滑和密封的选择、润滑剂的型号及容量、减速器的附件及说明
12、设计小结（设计体会、本次设计的优缺点及改进意见等）
13、参考资料（资料的编号[ ]，作者，书名，出版单位和出版年、月）
三、进度安排
第14周周一电动机选择和机械传动系统计算、带传动的设计计算
周二齿轮传动的设计计算、低速轴的设计
周三低速轴的校核、高速轴的设计、轴承的选择、联轴器的选
择
周四轴承的校核、普通平键的选择及校核、箱体的结构设计、
润滑方式和密封型式的选择等
周五减速器装配图的草图设计
第15周周一～周二画减速器装配图
周三画零件图
周四编写课程设计说明书；课程设计总结
周五答辩
四、基本要求
课程设计教学的基本要求是：
1．能从机器功能要求出发，分析设计方案，合理地选择电动机、传动机构和零件。
2．能按机器的工作状况分析和计算作用在零件上的载荷，合理选择零件材料，正确计算零件工作能力和确定零件主要参数及尺寸。
3．能考虑制造工艺、安装与调整、使用与维护、经济性和安全性等问题，对零件进行结构设计。
4.绘图表达设计结果，图样符合国家制图标准，尺寸及公差标注完整、正确，技术要求合理、全面。
5.在客观条件允许的情况下，初步掌握使用计算机进行设计计算和使用计算机绘制装配图、零件图的方法。
机电基础教研室
一．
前言
1.题目分析
运动简图
根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。
2. 原始数据：
运输带的有效拉力：F=3100N 运输带的有效速度：v=2.1m/s 滚筒直径：D=300mm
二． 电动机的选择
1. 选择电动机类型：
根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y 型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。 2. 选择电动机的功率：
工作机功率：P 6.511000Fv
kW ω==
工作机所需电动机输出功率：P P ω
αη
=
（η为传动总机械效率）
由任务书中的运动简图分析可知：
1η——V 带传动效率； 2η——齿轮传动的轴承效率； 3η——齿轮传动的效率； 4η——联轴器的效率； 5η——滚筒轴承的效率； 6η——滚筒效率。
查【2】表1-7得：
1234560.960.990.970.970.980.96ηηηηηη======、、、
、、。
（初选齿轮为八级精度）
则有：
2
21234560.960.990.970.970.980.960.83ηηηηηηη=?????=?????≈（减速器内部
有2对轴承，其机械效率相同，均为2η）
P 6.51
P 7.84kW 0.83
ω
αη
=
=
≈
3. 确定电动机转速：
滚筒转速为：601000n 133.69/min v
r D ωπ?=≈
取V 带传动的传动比范围为：'12
4i =
取单级齿轮传动的传动比范围为：'
2
35i =（工程经验） 则可得合理总传动比的范围为：'''
12
620i i i =?=
故电动机转速可选的范围为：'
'802.142673.8/min d
n i n r ω=?=
查【2】表12-1，得满足要求的可选用电动机转速为：970 r/min 、1460
r/min 。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1460 r/min 的转速。 其初定总传动比为：146010.92133.69
d n i n ω=
=≈ 综上，可选定电动机型号为：Y160M-4。其相应参数列于表1：
三． 总传动比和分配传动比
1. 总传动比：由上一步算得知10.92i ≈
2. 分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足'12
4i =、'
235i =外，
还应满足12i i ≤。故取：V 带传动比为1 2.79i =，齿轮传动比为
21
3.914i
i i =
=。
四． 运动与动力参数的计算
1．各轴转速： Ⅰ轴：11460
523.3/min 2.79d n n r i =
==Ⅰ；Ⅱ轴：2523.3133.7/min 3.914
n n r i ===ⅠⅡ。 2．各轴功率：
Ⅰ轴：1P =P =7.840.96=7.5264kW αη??Ⅰ；
Ⅱ轴：23P =P =7.5260.990.97=7.228kW ηη????ⅡⅠ。 3．各轴转矩： Ⅰ轴：P 7.5264T 9550137.35N m 523.3n =
=?=?Ⅰ
ⅠⅠ
； Ⅱ轴：P 7.228T 9550516.29N m 133.7
n ==?=?ⅡⅡⅡ。
五． 带传动的设计
a. 带型号、长度、根数；
b. 中心距、带轮直径、宽度；
c. 安装初拉力、对轴作用力。 1．求计算功率
带轮Ⅰ（小）输入功率：7.84kW P α=，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电动机，工作于16小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机））查【1】表13-8，得工况系数： 1.2A K =。故有9.408P P K kW α?=C A =。
2．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9.408P kW C =、
1460/min n r α=查【1】图13-15，可得该交点位于A 、B 型交界处，且稍偏向B
型，故选用B 型V 带。
3．挑小径（求大小带轮基准直径）：
查【1】表13-9可知1125d mm ≥（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。查【2】表12-4得1320d mm ≤（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。查【1】表13-9下方1d 推荐值，稍比其最小值大即可，故取1132d mm =。
由【1】式13-9得12121460(1)132(10.02)360.9523.3
n d d mm n ε=
-=??-≈，其中0.010.02ε=为滑动率（见【1】的211页，此取）。
查【1】表13-9下方带轮直径推荐值，寻其最近值得2355d mm =。虽
2d 实际取之交原定只小，但实际传动比''211355
2.744(1)123(10.02)
d i d ε=
=≈-?-，其误差
1
''
111
100% 1.65%5%i i w i -=
?≈≤，故满足误差范围。
4．验算带速：
11 3.14159132146010.09/601000601000
d n v m s π??==≈??，在525/v m s =内，适合。
（功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式2c qv A
δ=知，速度越大会使
带的安装初拉力及其对轴压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围5到25间）
5．估中定周长及反求实中（求V 带基长与中心距a ）:
初步估算中心距：0121.5() 1.5(132355)730.5a d d mm =+=?+=，为圆整计算，取0750a mm =（满足120120.7()2()d d a d d +≤≤+，工程经验）。
由【1】式13-2得带长：2
1200120
()2()2344.0324d d L a d d mm a π
-=+++=，查
【1】表13-2，对于B 型带选用带长2500d L mm =。 再由【1】式13-16反求实际中心距：0
08282
d L L a a mm -≈+=。 6．验算小轮包角：
由【1】式13-1得：21
118057.3164.57120d d a
α-=?-??=?≥?，合适。 7．求V 带根数z ： 由【1】式13-15得：0()c
L
P z P P K K α=
+?。此处111460/min,132n r d mm ==查
【1】表13-3得0 2.82P kW =；根据'' 2.744i =，查【1】表13-5得
0.46P kW ?=；由164.57α=?查【1】表13-7得0.95K α=，查【1】表13-2得
1.03L K =。故9.408
2.93(2.820.46)0.95 1.03
z =
=+??，取整3z =根。
8．求作用在带轮轴上的压力Q F :
查【1】表13-1得0.17/q kg m =。由【1】式13-17得
20500 2.5
(1)270.86c P F qv N zv K α
=
-+=为其安装初拉力。 作用在轴上的压力为：1
02sin 1610.452
Q F zF N α==。
9．V 带轮宽度的确定：
查【1】表13-10得B 型带轮min 190.4,11.5e f =±=，故有带轮宽度
min 2()610.8B e f =+=±，故取62B =。
六． 齿轮传动的设计计算
1. 选择材料及确定许用应力：
小齿轮：初选45钢，调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下： 硬度197
286HBS ，接触疲劳极限Hlim 550620MPa σ=（取585计算，试其为
线性变化取均值），弯曲疲劳极限FE 410
480MPa σ=（取445计算）。
大齿轮：初选45钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS ）。查【1】表11-1得知其力学性能如下： 硬度156217HBS ，接触疲劳极限Hlim 350
400MPa σ=（取375计算），弯曲
疲劳极限FE 280340MPa σ=（取310计算）。
由表【1】11-5得：lim min 1.13, 1.3H F S S ==（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得：1
1Hlim
lim
[]518H H MPa S σσ=
=，2
2Hlim
lim
[]332H H MPa S σσ=
=；
1
1FE
min
[]342F F MPa S σσ=
=，2
2FE
min
[]238F F MPa S σσ=
=。
2. 按齿面接触强度设计：
根据前计算''110.92, 2.744i i ==可得齿轮传动所需传动比为''
2
3.98i =，Ⅰ轴实际转速为'
532.07/min n r =Ⅰ。
设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得 1.2 1.6K =(电动机，中等冲击)，此取计算。查【1】表11-6得齿宽系数为0.8 1.4d φ=（软齿面，对称分布），此取1计算。则小齿轮上转矩为：
6
651'7.5269.55109.5510 1.35110532.07P T N mm n =?=?=??Ⅰ
Ⅰ
。 查【1】表11-4取189.8E Z =（锻钢），令取 2.5H Z =
，故有：
min 96.46mm
d =
==上公式中所代2[]H σ是为了安全计算，使得两齿轮均适用。 齿数取131z =（软齿面124
40z =，硬齿面117
20z =），则有
''
21231 3.98123.38z z i =?=?=，取整得2123z =（满足传动比的前提下，尽可
能使两齿数互质）。
故实际传动比'''
22
1123
3.96831
z i z ===； 其误差为'''''
22
2''
2
100%0.3%5%i i w i -=?≈≤； 故满足误差范围。
初估模数为'min
1
3.11d m mm z =
=，查【1】表4-1得标准模数为3m mm =，故实际分度圆直径为：112231393,1233369d z m mm d z m mm ==?===?=。中心距为：12
2312
d d a mm +=
=。 初估齿宽为：min 96.46d b d mm φ==，圆整取21100,105b b ==（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）。 3. 验算齿轮弯曲强度：
查【1】图11-8，可得齿形系数122.56, 2.12Fa Fa Y Y ==；齿根修正系数
121.62, 1.82Sa Sa Y Y ==。
由【1】式1-5知：11
1112
1
254.12[]342Fa Sa F F KTY Y MPa MPa bm z σσ=
=≤=，
222
1
211
50.35[]238Fa Sa F F
F Fa Sa Y Y MPa MPa Y Y σσσ==≤=。安全。
4. 齿轮的圆周速度：
1 2.56m/s 601000d n v π==?Ⅰ
，对照【1】表11-2知6m/s v ≤即可，故选取8级便可达
到要求。
七． 减速器箱体基本尺寸设计
根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据： 1. 箱体壁厚：
箱座：0.02510.0251541 4.858a mm mm δ=+=?+=≤（取8mm ）； 箱盖：10.0210.021541 4.088a mm mm δ=+=?+=≤（取8mm ）。 2. 凸缘：
箱盖凸缘厚度111.512b mm δ==，箱座凸缘厚度 1.512b mm δ==，箱座底凸缘厚度2 2.520b mm δ==。 3. 螺钉及螺栓：
地脚螺钉直径0.0361220.31620f d a mm M =+=≈；地脚螺钉数目：
4(250)n a =≤；轴承旁连接螺栓直径10.7515.23716f d d mm M ==≈；盖与座连
接螺栓直径2(0.50.6)10.15810f d d mm M ==≈；连接螺栓2d 的间距
120(150200)l mm l =≤≤；轴承端盖螺钉直径3(0.4
0.5)8.1268f d d mm M ==≈；视孔盖螺钉直径
4(0.30.4) 6.0956f d d mm M ==≈；定位销直径2(0.70.8)7.111d d mm ==（取
整得8φ）。
4. 螺钉螺栓到箱体外避距离：
查【2】表11-2得：1f d 2、d 、d 至箱体外壁距离为：
1,1,11,226,22,16f C mm C mm C mm ===；12f d d d 、、到凸缘边缘距离：2,2,12,224,20,14f C mm C mm C mm ===；轴承旁凸台半径：1,2,1,22,224,14f f R C mm R C mm ====；箱体外壁至轴承端面距离：11,12,1(510)2220850l C C mm =++=++=。
5. 箱体内部尺寸：
大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离1110( 1.2)mm δ?=?≥；齿轮端面到箱体内壁的距离2210()mm δ?=?≥（增加散热）；箱盖、箱座肋厚
110.85 6.8,0.85 6.8m mm m mm δδ≈=≈=。
6. 视孔盖
由于单级减速器中心距为231mm ，故查【2】表11-2得：视孔盖长1120l mm =，横向螺栓分布距离2105l mm =，视孔盖宽190b mm =，纵向螺栓分布距离
275b mm =，螺栓孔直径7d φ=，孔数4个。
7. 其中吊耳和吊钩
吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为
1(1.8
2.5) 2.5820b mm δ≈=?=，吊耳环孔径为20d b φ==，倒角为
(1 1.2) 1.22024R d R ≈=?=，吊耳环空心到箱体外壁距离为(0.81)20e d mm ≈=。
吊钩的结构设计：吊钩长12161430K C C mm =+=+=，吊钩高
0.824H K mm ≈=，吊钩内深0.512h H mm ≈=，吊钩内圆半径0.257.5r K mm ≈=，吊钩厚度(1.8 2.5) 2.5820b mm δ≈=?=。
八． 轴的设计
A. 高速轴:
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。查【1】表14-1得知： 硬度：217255HBS ；强度极限：650B MPa σ=；屈服极限：360s MPa σ=；弯曲疲劳极限：1300MPa σ-=。
查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）1[]60b MPa σ-=。 2. 初步估算轴最小直径：
由【1】式14-2得：min
d C ==1】表14-2得
107118C =（取118计算）。故min 11828.54d mm ==，由于开了一
个键槽，故'
min
min (15%)29.96430d d mm mm =+=≈（圆整）。 3. 轴的结构设计：
根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以
1234567d d d d d d d 、、、、、、表示各段的直径，以1234567x x x x x x x 、、、、、、表示
各段的长度。（1d 处安装大带轮，2d 处安装轴承端盖，3d 处安装一号轴承与套筒，4d 处安装小齿轮，7d 处安装二号轴承） 1) 径向尺寸：
根据常用结构，取1min 30d d mm ==；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：
1830,13050, 1.65080,2R C mm
R C mm R C mm
φφφ======，故30φ孔（大带轮）倒角推荐值为1mm ，故取21(10.5)233d d mm =++?=，由于查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径
均为0、5圆整数，故此修正为235d mm =；此先选轴承为6208型号轴承（无轴向力，故选深沟球轴承，直径系列选2号轻系列；为便于安装及轴上尺寸基准，选08号内径），查【3】表16-1知所选轴承内径为40mm ，且轴承宽度
18B mm =，故取340d mm =；为方便加工测量，取445d mm =（此也为小齿轮内孔直径）；[查【3】表16-1得安装直径4752.8a mm d mm ≤≤，故查【4】表11-3选取“405025/25091981GB T ??-套筒”，故50a d mm =]；对齿轮内孔倒角，故取54(1.6 1.5)251.2d d mm =++?=（取52mm ）;由于对称分布故
7340d d mm ==，650a d d mm ==。
2) 轴向尺寸：
由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽
1(1.5
2)(1.5
2) 1.52045s L d d mm ===?=（取计算），为防止由于加工误差
造成的带轮晃动，取142x mm =；[确定轴承润滑方式：
''5
335532.0718622.45/min (1.52)10/min v d n mm r mm r =?=?=?≤??Ⅰ
轴承，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 ，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm ），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为810mm （此取10mm ）,故有3101543x B mm =++=；套筒档齿轮时，为保证精度取
41(23)1052103x b mm mm =-=-=，故同时将3x 修正为345x mm =；轴环取
58mm ，故取55x mm =；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取
65101520x x mm =+-=，718x B mm ==（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁
的距离'11525x l B mm δ=+--=，前所选轴承端盖螺钉38d M =知：由【2】11-10中公式得轴承端盖厚度31.29.6e d mm ==，查【2】表3-9可取A 级M8非全
螺线40
l mm
=的螺栓（即/5782840
GB T M?）此时取端盖到大带轮的扳手空间为''(35)48
x l K mm mm
=++=，此时取
'''
2
9.6482583
x x e x mm
=++=++≈。
图1. 高速轴结构设计示意图
4.对高速轴进行弯扭强度校核：
据【1】式11-1可求得：圆周力
1
2
2964.3
t
T
F N
d
==
Ⅰ，径向力
tan1078.92
r t
F F N
α
==（标准安装，故压力角α为20°）；根据前轴的结构设
计可得：带轮中心到一号轴承中的距离
2
98322.5115
22
B L
K x mm
=++=++≈；
一号轴承到齿轮中心的距离'1
2
101586.5
22
b
B
L mm
=+++=；齿轮中心到二号轴承
中心的距离''
12
86.5
L L mm
==；故有两轴承中心距为'''
12
173
L L L mm
=+=。
1)求垂直面的支承反力：
根据受力分析，可列方程：
1212
,
v v r v v
F F F F F
+==（齿轮在两轴承中心）。故可
求得：
12
539.46
2
r
v v
F
F F N
===。
2) 求水平支撑反力：
121482.152
t H H F
F F N ===
3) 带轮对轴的作用力Q F 在指点产生的反力：
1,'
1610.45115
1070.53173
Q F F K F N L ?=
=
=；
2,1,1070.531610.452680.98F F Q F F F N =+=+=（外力F 作用方向与带传动的布置有
关，在具体布置尚未确定前，可按最不利情况考虑）。 4) 绘制垂直面的弯矩图（如图b ）：
'
246.662
av v L M F N m ==?。
5) 绘制水平面的弯矩图（如图c ）：
'
1128.2052
aH H
L M F N m ==?。 6) Q F 力产生的弯矩图（如图d ）：
21610.45115185.2F Q M F K N m ==?=?。
7) 求合成弯矩图（如图e ）：
考虑最不利情况，直接由公式得229.182Q a aF M M N m =+=?（其中292.752
Q F
aF M M N m =
=?）。 8) 折合当量弯矩（如图f ）： 由前算出137.84T N m =?Ⅰ,查【1】中246面“由转矩性质而定的折合系数”知
0.6α≈，故243.648ae M N m ==?，
202.83be M N m ==?。
图2. 高速轴弯扭强度校核图
9) 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，故由【1】式14-6可得：
3
33min
1243.6481034.372450.1[]0.160
ae b M d mm mm σ-?===≤?。由此可知，此轴安全。
B. 低速轴：
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。查【1】表14-1得知： 硬度：217255HBS ；强度极限：650B MPa σ=；屈服极限：360s MPa σ=；弯曲疲劳极限：1300MPa σ-=。
查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）1[]60b MPa σ-=。 2. 初步估算轴最小直径： 由【1】式14-2得：6333min
''
9.55100.2[]P P d C n n τ?==ⅡⅡ
ⅡⅡ
1】表14-2得107118C =（取118计算）。由前计算可知：
''
'
'
2133.686/min n n r i ==ⅠⅡ
，故3min 7.522811844.62133.686d mm ==，由于开了一个键槽，故'
min
min (15%)46.851d d mm =+=。