机械设计基础课程设计模板(减速器设计)

机械设计基础课程设计
——单级斜齿轮圆柱齿轮减速器
学校：大连海洋大学
专业：轮机工程
学号：**********
姓名：张***
指导教师：***
10年，单班制工作，输送带允许误差为5%。

设计工作量：
1.设计计算说明书1份（A4纸20页以上，约6000-8000字）；
2.主传动系统减速器装配图（主要视图）1张（A2图纸）；
3.零件图（轴或齿轮轴、齿轮）2张（A3图纸）。

专业科：赵斌教研室：郭新民指导教师：张锋开始日期20**年5月5日完成日期20**年6月30 日
设计计算及说明结果及结论
第一节设计任务
设计任务：设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。

已知输送拉力
F=1200N，带速V=1.7m/s，传动卷筒直径D=270mm。

由电动机驱动，工作
寿命八年（每年工作300天），两班制，带式输送机工作平稳，转向不变。

设计工作量：
1、减速器装配图1张（A0图纸）
2、零件图2张（输出轴及输出轴上的大齿轮A1图纸）（按1：1比例绘制）
3、设计说明书1份（25业）
第二节 、传动方案的拟定及说明
传动方案如第一节设计任务书（a ）图所示，1为电动机，2为V 带，3为机箱，4为联轴器，5为带，6为卷筒。

由《机械设计基础课程设计》表2—1可知，V 带传动的传动比为2~4，斜齿轮的传动比为3~6，而且考虑到传动功率为 KW ，属于小功率，转速较低，总传动比小，所以选择结构简单、制造方便的单级圆柱斜齿轮传动方式。

第三节 、电动机的选择
1.传动系统参数计算 (1) 选择电动机类型.
选用三相异步电动机,它们的性能较好,价廉,易买到,同步转有3000,1500,1000,750r/m 四种,转速低者尺寸大;
为了估计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起驱动卷筒的转速n w
经过分析，任务书上的传动方案为结构较为简单、制造成本也比较低的方案。

（2）选择电动机
1）卷筒轴的输出功率Pw
2）电动机的输出功率Pd
P ＝P /η
传动装置的总效率
η＝滑联齿轮滚带
ηηηηη⋅⋅⋅⋅2
＝0.96×0.98×0.98×0.99×0.96＝0.86
故P
＝P /η=2.125/0.86=2.4KW
单级圆柱斜齿轮传动
P
=2.4KW
12000.75 2.12510001000
FV Pw kw
⨯===w 601000601000 1.7
n 120.3/min
3.14270
v r D ⨯⨯⨯=
==⨯πw n 120.3/min r = 2.125Pw kw =
4）电动机的转速
为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选择范围。

根据《机械设计基础课程设计》表2-1查得V 带传动的传动比i ＝2～4，单级圆柱斜齿轮传动比i ＝3～6，则电动机可选范围为
n ＝n w ×i ×i ＝721～2406r/min 故选择1500r/min 转速的电动机。

根据《机械设计基础课程设计》表20-1选定电动机Y100l-2-4 5）电动机的技术数据和外形、安装尺寸 由《机械设计基础课程设计》表20-1、表20-2可查出Y100l-2-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸 满载转速1430r/min
第四节 、计算传动装置的运动和动力参数
（一）计算传动装置的总传动比和传动比分配
（1） 总传动比
由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n w ，可得传动装置 总传动比为i
＝n /n w ＝1430/120＝11.91
（2） 传动装置传动比分配i ＝i ×i
式中i
，i
分别为带传动和单级圆柱减速器的传动比。

为使V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取i ＝2.3，则单级圆柱减速器传动
比为i
＝i / i
＝11.91/2.3＝5.18。

（二）运动参数及动力参数的计算
（1） 各轴转速
n 0＝n ＝1430r/min
n 1＝n 0/ i 1＝1430/2.3＝622 r/min n 2＝n 0/ （i ×i ）＝120 r/min （2） 各轴输入功率 P 0＝P ＝2.4kW P 1＝P 0×
带 ＝2.4×0.96＝2.31 kW
P 2＝P 1×η滚×η齿＝2.3×0.98×0.98＝2.21kW （3） 各轴输入转矩
0 轴 T 0＝9550 P 0/ n 0=9550×2.4/1430=16.03 N·m Ⅰ 轴 T 1＝9550 P 1/ n 1=9550×2.31/622=35.47 N·m Ⅱ轴 T 2＝9550 P 2/ n 2=9550×2.21/120=175.88 N·m
1500r/min 转速的电动机。

第五节、传动零件的设计计算
1.Ｖ带传动的设计
⑴ 确定计算功率 工作情况系数查《机械设计基础》表11-9
=1.0 （单班制、每天工作
8小
时）
P
K P A c ⋅==1.0×2.4=2.4KW
⑵ 选择带型号
根据P c =2.4，n ＝1430r/min ，查图初步选用 普通A 型带． ⑶ 选取带轮基准直径
查《机械设计基础》表11-12选取小带轮基准直径=90mm ，则大带
轮基准直径
1430÷622×90（1-0.02）=202.9mm 式中ξ
为带的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取=200mm
⑷ 验算带速v
901430601000
⨯⨯⨯π=6.74m/s
在5～２０m/s 范围内，Ｖ带充分发挥。

（5）V 带基准长度Ld 和中心距a
a 0 =1.5（90+200）=435mm 取a 0 =435，符合0.7（ +
）< a 0<2（
+
）
由式（13-2）带长
2
122100
4)
()(2
2a d d d d a L d d d d -+
++≈'π
=1332.3mm
按表13-2定相近的基准长度L d =1400mm ，再由式（13-16）计算实际中心距
2
0L L a a d -+
≈=435+（1400-1332）/2=469mm
（6）验算包角1α，由式（13-1）得
︒⨯--
︒≈3.571801
21a
d d d d α=165.5︒>︒120，合适 （7）求确定v 带根数z
因
=90mm ，n ＝1430r/min ，带速v=6.74m/s ，得实际传动比
)
1(1221
ε-==
d d d d n n i =2.28 Po=1.07kw
查表得单根v 带功率增量0P ∆=0.17KW ，包角修正系数αK =0.96，带长修正系数L K =0.96，则由公式得
P c =2.4KW 普通A 型带
=90mm
=200mm
V=6.74m/s
L d =1400mm
a=469mm
故选2根带。

（8）确定带的初拉力F0（单根带）
查表13-1得q=0.10kg/m ，故可由式（13-17）得单根V 带的初拉力 =146.157N 作用在轴上的压力
=2×5×146.157×sin ︒164/2=1447N
（9）带轮的结构设计
查《机械设计基础课程设计》GB-10412-89得带轮缘宽度B=80mm
2、齿轮传动的设计 （1）选择材料与热处理
根据工作要求,采用齿面硬度<=350HBS ，查《机械设计基础》表11-1得 小齿轮选用40Cr,调质,硬度为250HBS 大齿轮选用ZG35SiMn,调质,硬度为220HBS
由《机械设计基础》图11-7C 得＝680 MPa ，＝510MPa ，
由《机械设计基础》表11-4得S H =1.1，所以
[
]＝＝680/1.1MPa ＝618MPa [
]＝＝510/1.1MPa ＝539MPa
由《机械设计基础》图11-10C 得
＝240 Mpa ，＝160Mpa 。

由《机械设计基础》表11-4得S F =1.4，所以
[
]＝240/1.4MPa ＝171MPa [
]＝160/1.4MPa ＝114.3MPa
（2）按齿面接触强度计算
设齿轮按8级精度制造。

取载荷系数K=1.2（表11-3），齿换系数a ϕ=0.4。

小齿轮上的扭距 T 1＝9550 P 1/ n 1=9550×6.38/626=35.47 N·m 按式（11-5）计算中心距
[]31
2
305)1(u KT u a a
H ϕσ⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±≥=32
7.54.010000
9.772.1463305)
17.5(⨯⨯⨯⎪
⎭
⎫ ⎝⎛±=109mm
2sin 21
0αzF F Q =00 1.53()c L
P Z P P K K α=
=+∆
取a=110mm
齿数 取z ＝36，z ＝5.18×36＝186.5，则取z =186，实际传动比i =5.16
mn=2a·cos β /(Z1+Z2)=2×190×cos ︒15/（36+205）=1.25mm 按表4-1，取mn=1.5，去定螺旋角β
β = arccos [mn · (Z1+Z2) / 2a]= ︒9519.17 齿宽b=a ϕa=0.4×190=76mm ，取b2=76mm ，b1=84mm （3）验算弯曲强度
当量齿数:Zv1=Z1/cos3 β=41.8 ，Zv2=Z2/cos3 β=238.1 查图11-9得YF1=2.44 , YF2=2.13，所以
[]Mpa
Mpa m bz Y KT F n F F 1714.705.13676cos 44.210733.92.16.1cos 6.112
42111=≤=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σββσ
σF2= σF1 ·YF2/ YF1 = 61.5Mpa< [σF2] =114.3Mpa （4）求圆周速度V
V=πd1n1/(60×1000)=1.86m/S 对照表11-2可知选8级精度是合宜的。

（5）齿轮结构参数 分度圆直径
mm Z m d d mm Z m d d n n 23.323cos 76.56cos 2221
11=='===
'=ββ
齿顶圆直径
mm
h d d mm h d d a a a 73.3242,26.58222211=+==+=
齿根圆直径
()()mm
c h
d d mm c h d d m m n
a f n a f 355.321,
885.54*
*
2
2**
11=+-==+-=
中心距a=190mm
大齿轮齿宽b2=76mm 小齿轮齿宽b1=84mm
通过对减速器结构的分析，可知小齿轮左旋，大齿轮右旋比较合适。

第六节、轴的设计计算
1、 初步确定轴的最小直径
1轴的材料选择，45钢，调质处理，由表14-2查得C=110，p 1
=6.38KW ，n 1
＝626 r/min 初步确定
1轴的最小直径
d
1
≥ 3
1
1
n
p
C ＝ 23.8㎜
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%取
d
1
dim =25mm
2轴的材料也选45钢，调质处理，由表14-2查得C=110，p
2
=6.13KW ，
n 2
＝111 r/min 初步确定
2轴的最小直径
3
2
2
2n
p d C ⨯===41.9mm,
由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取
d
2
dim =45㎜
2．由齿轮的旋向分析2轴受力情况
（1）由以上计算分析可知道，大齿轮右旋，径向力、圆周力、轴向力大小如下：
326010
23.3234
.527223
2
2
2=⨯⨯=
=
-d
T F t N N tg tg n
t r F
F
12479519
.17cos 203260cos 2
2
=⨯== β
α N
tg tg F F t a 105632609519.1722=⨯==
β
（2）2轴受力情况如（3-1）图所示
（3）求垂直面的支承反力
570143
2/23.32310562/14312472222-=⨯-⨯=•-•
=
L L
d F F F
a r v
N
N F F F
v r v
181711=-=
（4）求水平面的支承反力
N
F
F F
t H H
16302/32602
2
21===
=
（5）绘制垂直面的弯距图（3-2）
2
2L
F M
v av
•
==1817×0.142/2=129.9Nm 2
1'
L
F M
v av
•==-570×0.143/2=-40.8
（6）绘制水平面的弯距图（3-2）
m N L
F
M
H
aH
•=⨯==
5.1162/143.016302
1 （7）求合成弯距
（8）危险截面的当量弯距
由图（3-4）可见，截面a-a 最危险，其转距
T
2
=527.4Nm
当量弯距 如认为轴的扭切应力是脉动循环变力，取折合系数=0.6，代入上式
（9）校核直径
轴的材料为45钢，调质处理，由表14-1查得b σ=650 MPa ，由表14-3查得[]b 1-σ=60MPa
m N M M M aH aV a
⋅=+'='4.1232
2m
N M M M aH aV a •=+=+=5.1745.1169.129222
22
2)
(T M M a e α+=m
N T M M a ae •=⨯+=+=4.361)4.5276.0(5.174)(2222
α
考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大4%，故
d=1.04×39.2=40.76㎜
故轴符合强度要求
第七节、滚动轴承的选择及计算
1、轴承的安装方案
轴1和轴2的轴承均采用正装（面对面） ，其原因在于正装轴承（面对面）适合于传动零件位于两支承之间，轴承反装（背靠背）适合于传动零件处于外伸端，而且支承跨距不大，故采用两端固定式。

轴承类型选为角接触球轴承。

入下图所示：
正装（面对面） 反装（背靠背） 2、 轴承的校核
（1）轴承的预期寿命取为Lh=14400h ，由前面的计算知道，
F
r 2
=1247N ，
F
a 2
=1056N
2轴的工作转速n2=111r/min ，初选轴承7211AC ，查《机械设计基础课程设计》表15-6得到基本额定动载荷Cr =38.8KN ，基本额定静载荷Cor=31.8KN
[]mm
M d b e 2.39)601.0/(104.361)1.0/(3331=⨯⨯=≥-σ
N F F F H V r 8.17261630)570(222
22
22=+-=+=
由表16-13查得轴承的内部轴向力为：
N
F N F F F r r 2.11748.172668.068.01660244168.068.022'
11'=⨯=⨯==⨯=⨯=
因为F2′+Fa2 ＞ F1′ 所以Fa1=＝ F2′+ Fa2=2230.2N Fa1= F1′=1174.2N
（2）计算轴承的当量动载荷 由表16=13查得e=0.68而
查表16-12得，X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0，所以 P1＝X1Fr1＋Y1Fa1=0.41×2441＋0.87×2230.2=2941.1N P2＝X2Fr2＋Y2Fa2=1726.8N （3）轴承寿命的校核
因为轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，进P1较大，故以它来校核轴承的寿命
h h P Cr n L h 14400)(60101
16>==ε
N
F F F H V r 244116301817222
1211=+=+=
e
e F F F F r a r a ===
>==68.08
.17262
.117491.02441
2
.22302
211。