1、2010/2011 學年 第 1學期 機械設計基礎 課程設計2010 年 11 月設計題目： 設計數據：運輸帶傳遞的有效圓周力 F=2200N運輸帶速度 V=1.40m/s 滾筒的計算直徑 D=260mm 設計要求：原動機為電動機，齒輪單向傳動，有輕微沖擊 工作條件：工作時間 10 年，每年按 300 天計單班工作（每班 8 小時）。傳動示意圖如下：目錄1、電機的選擇 022、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比： 023、傳動裝置的運動和動力參數 034、V帶的設計 045、減速器齒輪的設計 066、軸的設計與校核 087、鏈傳動的設計 178、聯軸器的選擇 189、鍵的校核 1910、減速箱

2、的結構尺寸 1911、軸承端蓋的參數 2212、帶輪的參數 2313、設計小結 2314、參考資料 23Pw =3.08KWn 總=0.832一、選擇電機1、工作機所需功率 PwPw=2200*1.40/1000=3.08KWn 1 帶傳動效率：0.95n 2 每對軸承傳動效率：0.99n 3 圓柱齒輪的傳動效率：0.975n 4 鏈的傳動效率：0.965n 5 聯軸器的傳動效率：0.99n 6 滾筒的傳動效率：0.96電機至工作機之間的傳動裝置的總效率：2興n 總=n i n 2 n 3 n 4 n 5 n 6=0.95*0.992 *0.975*0.965*0.99*0.96 =0.832

3、60v60*1.4*1000n 卷筒 = =102.89r/m inD * 103.14* 2602、確定電機轉速n卷筒=102.89r/minP電機=Pw/ n 總=3.08/0.832=3.70KW初選電動機同步轉速為1500 r/mi n ，根據電動機所需功率和轉速查手冊P電機=3.70KW第167頁表12-1，查出電動機型號為 Y1112M 4。其額定功率為 4.0KW,轉速n=1440r/min為1440r/min,工作輸出功率為3.70KW。符合所需設計要求。二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：.n電動機1440一 “i 總 一一=14.00心、n卷筒102.89平均

4、傳動比：i平均=3 14.00 =2.41分配傳動比：取i帶=2.0； i齒輪=3.2貝U i鏈=2.1875: * ;i帶丨2注：i帶為帶輪傳動比，i齒輪為齒輪傳動比,i 總=14.00總、i 帶=2.0i齒輪=32i 鏈=2.1875i鏈為鏈傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數:將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1 軸、2 軸、3 軸，n 01 , n 12, n 23依次為電機與軸1,軸1與軸2，軸2與軸3之間的傳動效率。1.各軸轉速:=1440 =720 r/min2.0_ n1 2 =.i1n電動機=i帶i1=225 r/mi n2.0*3.2_ n23 =.i2n電動機i 帶 *

5、ii214402.0*3.2* 2.1875102.857 r/min2.各軸輸入功率:3.各軸輸入轉矩:P1=P電動機 * n 01=3.7*0.95=3.515 kw2 =P1 * n 12 =3.515*0.99*0.975=3.40kw3=P2* n 23 =3.40*0.965*0.99*0.96=3.11 KWT 電動機=* 95 50 =24.54 Nmn電動機T訐9550 P =46.62 NmT2 = 9550 丘=144.31Nmn2T3 = 9550 P =288.35Nm四、設計V帶：1、確定v帶型號查課本P218表13-8得：KA=1.2則計算功率PcP c =ka

6、*p 電動機=1.2*3.7=4.44 kw根據Pc =4.44 kw ，n電動機=1440 r/min,由課本P219圖13-15，選擇A型V帶。取 d 1 =90 mm,則d1 =90mmd 2 =i 帶 *d 1 *(1- e )= 194.04mm查課本 P219 表 13-9 取 d 2 =200mmd 2 =200mm為帶傳動的滑動率 e =0.01八0.022、驗算帶速：n d電動機=60* 10003.14*90*144060*1000=6.78 m/sV=6.78 m/s帶速在5八25 m/s范圍內，合適3、取V帶基準長度Ld和中心距a：初步選取中心距a：a 0 = 1.5*

7、 d1 d21.5* 90 200435mma0 =450mm取 a 0=450 mm符合 0.7(d 1+d2) < a 0 < 2(d 1+d2)由課本P205式（13-2 ）得:L 0 = 2%d2d2 d14%1362.02mmLd =1400mm查課本 P213 表 13-2 取 Ld=1400 mm由課本P220式13-16計算實際中心距:a=a 0 + Ld ±=468.99 mm24、 驗算小帶輪包角a:由課本P205式13-1得：a = 1800 d2 *57.3° 166.560 120，合適。a5、求V帶根數Z:由課本P218式13-15得

8、：Z= PCp° P0 KaKL今門1=1440 r/min , d1=90mm,查課本 P214 表 13-3 得，P 0=1.07KW查課本 P216 表 13-5 得， AP 0=0.17KW查課本 P213 表 13-2 得，K L =0.96查課本P217表13-7得，K a =0.97 貝UPcP。 P。KaKL4.441.070.17 * 0.97* 0.963.85取Z=46、求作用在帶輪軸上的壓力Fq :查課本 P212 表 13-1 得 q=0.1 kg/m ,故由課本P220式13-17得單根V帶的初拉力:500巳 * 2.5ZVKaqV2500*4.44*25

9、14* 6.780.97a=468.99mmZ=4F0 =133.71N2F, =1062.33 N0.1* 6.782133.71Nc作用在軸上壓力:aFC 2zF0sin C 0 2S H lim 2 =380 Mpa S FE2=320 Mpa由課本P171表11-5查得，最小安全系S H =1.0, S F =1.25所以，注1丫 =600Mpa2* 4*133.71 * sin 166.561062.33N2五、齒輪的設計：a.選擇材料及確定許用應力由課本P166表11-1,小齒輪用45 #鋼調質齒面硬度197八286HBC大齒輪用45 #鋼正火 齒面硬度156八217HBCS Hi

10、m =600 Mpa S FEi=460 Mpa"h2 =380 MpaSh氓1=368 MpaSFSFE2Sf=256 Mpab.按齒面強度設計設齒輪按8級精度制造,由課本P169表11-3 ,取載荷系數K=1.5由課本P175表11-6 ,取齒寬系數0 d =0.8由課本P171表11-4，取 ZE =188.0 , 標準齒輪 ZH =2.5C.J= P *9550 =46.22 Nm ni由課本P171式11-3 ,=51.87mm取 Z1 =32,則 Z2=i32=102.4 103傳動比為3.21875傳動比誤差3.21875 3.2 =0.0058 V 5% ,在誤差范圍

11、內可取3.2模數 m=d=1.68 ,乙由課本P57表4-1取m=2齒寬 b=$ d d 1 =0.8*53.86=43.09 mm取 b 2 =45 mmb1 = b 2 +5=50 mm實際上 d1 =Z1*m=32*2=64mmd 2 =Z2 *m=112*2=224 mmd1 d2 64 224中心距 a= 2 =144mm2 2驗算輪齒彎曲強度由課本P173圖11-8 , P174圖11-9得，齒形系數 Yf =2.56 Y S =1.63廠已1Sa1Yu =2.22 Y s =1.82Fa2Sa2由課本P172式11-5得，2KYf YsS F =2 a1 a1 =117.4Mpa

12、 V SF =368 Mpa1 bm Z11Yf YsS 巳=S F a2a2_= 113.68Mpa<=256 MpaZ1 =32Z2=103m=2b2 =45 mmb1 =50 mmd1 =64mmd2 =224 mm中心距a=144mmh =2.0mma1h T =2.50mmT1ha =2.0mma2h f =2.50mmT2d =68mma1d a =228mma2d f =59 mmd f =219 mmI 2d2 =d 1+ ( 4 6)=2931mm取d2=30mm ；d.齒輪的圓周速度n diniV= =2.41 m/s60*1000對照表11-2課本P168,可知選用

13、8級精度是可以的e.計算齒頂圓半徑及齒根圓半徑%齒頂高 h a=ha *m齒根高 h f = (h ； +c % ) m齒頂圓直徑d a=d+2ha齒根圓直徑df=d-2h f由課本 P58 表 4-2 h ； =1.0 c % =0.25 得，ha=2.0mmh f=2.50mmha =2.0mmhf=2.50mma1f1a2f2da=68 mmda=228 mmdf=59mmdf=219 mma1a2T1f2六、軸的設計1.輸入軸的設計：（一）計算軸的直徑1 ）根據課本P245式14-2得：d>C 3 R =110* 3 3.515 =18.66mm；n1720考慮到鍵槽対軸的削弱，

14、將軸徑增大5%即取 dmin =18.66*1.05=19.60 mm選標準直徑d1 =25mm(2)計算d23）計算d3根據實際條件，軸承預計壽命16X 365 X 8=48720 小時已知 n1 =720r/min圓周力 Ft = 2Tl =3730Ndi徑向力：F r = Ft*tan a= 3730*tan20 0=1358Nf p=1.2當量動負荷p=Fr=1358N,溫度系數ft=1,載荷系數根據課本279頁公式16 3得;131.2*1358*60*720廠* 487201320883N經查表，選6208型深溝球軸承，基本尺寸為;d=40mm,D=80mm,B=18mm,C22.

15、8KN,C 0r =15.8KN所以取d3 =40mm4）計算d4d4= d3+ 1 5 =4146mm，為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑，一般取0, 2, 5, 8尾數d4 =45mm ;5）計算d5d5二 d4+2* 0.07 0.1 6=46.4 54mm取 d5 =48mm ;6）計算d6d6 d3 40mm同一軸上的軸承選擇同一型號，以便減少軸承座孔鏜制和減少軸承類型。軸各階梯軸直徑列表如下:名稱d1d2d3 d6Jd4d5直徑（mm ）2530404548（二）計算軸各段長度1）計算L!V帶輪的寬度L=2d,=50mm故第一段的長度應比L略短一些，取L 1 =48mm;2）計

16、算L2軸承端蓋采用凸緣式，螺釘數為4 ,材料為HT150,由軸承外徑D=80mm ，查表，取 M8 螺釘直徑 d3=8mm ，取l120 mm, e 1.2d39.6mmmL3B軸承C1C2(3 8)3B軸承式中，為箱體壁厚，取=8mm取軸旁連接螺栓的直徑為 10mm ， 查得c116 mm , c214 mm .由于軸承的軸頸直徑和轉速的乘積v（ 1.52 ）X105，故軸承采用脂潤滑，取 3 =9mm ，所以 m=8+16+14+8-9-17=4mm,所以L2 11 e m=20+9.6+4=33.6mm，Ft=3730NFr =1358N取L2=33mm ;3）計算L3L3 = B+ 2

17、 + 3+2=18+10+9+2=39mm式中，B為軸承寬，2為小齒輪端面至箱體內壁距離，取小齒輪至箱體內壁的距離為10mm.4）計算L45）計算L5L4 = b!-2=48mm取 L5=6mmFV1=679 NFH1=1865 N6）計算L6L6= B+ 2- L5=i8+io-6=22mm各段軸長度列表如下名稱L1L2L3L4L5L6長度/mm48333948622（三）校核該軸：圓周力 F t = 2Tl =3730 N di徑向力：F r = Ft*tan a = 3730*tan20 °=1358N.是直齒輪，故軸向力：Fa 0N按許用應力校核軸的彎曲強度1）軸的受力簡圖（

18、圖A） （ L =85mm ）求支持反力Ft3730“水平面支反Fhi= F hi=1865N2 2F1358垂直面支反力 Fv2 = FV1= 679 N2 2作彎矩圖水平矩（圖 B）MHc=0.5*L* F H1=0.5*85*1865=79262.5Nmm垂直彎矩（圖 C）M VC =0.5*L* F V1 =0.5*85*679=28857.5Nmm2）求合成彎矩，作出合成彎矩圖（圖E）/ 22"M C = M HC M VC =84352Nmm3）求軸傳遞的扭矩（圖 D）T=F t*d 5*0.5=3730*48*0.5=89520Nmm作危險截面當量彎矩圖（圖 巳該軸單項

19、工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環應力考慮，取=0.59Me Mc2 a T 2.8435220.59*89520 299523Nmmb=8mmh=7mml=40mm4）校核危險截面軸徑45號優質碳素鋼調質處理時，查機械設計基礎教材 11 1b 650Mp s 360Mp e 280Mp1 b 60MPa3嘰0.1*1 b99523mm 25.5mm0.1*60遠小于48mm ,故強度足夠（四）軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵。按照軸的直徑，查表（10-9 ）得平鍵的參數：b=8mm h=7mm鍵槽采用銃刀加工，長度為 40mm同時為了保證帶H輪與軸配合具有良好的對中性。故采用7。

20、軸承的軸向定位采用過渡配K6合來保證，此處選取軸的直徑尺寸公差為m 6。（五）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端的倒角為1.0mm,各軸肩處的圓角半徑 r=1.5mm2、輸出軸的設計:（一）計算軸的直徑1）根據課本P245式14-2得:考慮到鍵槽対軸的削弱，將軸徑增大5%即取 dmin =27.19*1.05=28.55 mm選標準直徑d1 =30軸的結構示意圖如下：m2）計算d2d2 =d 1+2*0.07 0.1 * d 1 =34.236mm因d,必須符合軸承密封元件的要求，經查表，取 d2=35mm ；3）計算d3根據實際條件，軸承預計壽命16 X 365 X 8=48720 小時已知 n

21、2 =225r/min2T22* 144.31圓周力 Ft=29620Nd130徑向力：F r= F t*tan a = 9620*tan20 0=3501N當量動負荷p=Fr=3501N,溫度系數ft=1,載荷系數f p=1.2根據課本279頁公式16 3得；p* P*60n13 2* 350J 60* 22 487201061336536 N經查表，選7211C型角接觸球軸承，基本尺寸為;d=55mm,D=100mm,B=21mm,C40.8KN,C 0r =38.8KN所以取d3=55mm計算d4d4= d3 + 1 5 =5660mm ,為裝配方便而加大直徑，應圓整為標準直徑，一般取0

22、 , 2, 5 , 8尾數，取d4 =60mm ;計算d5d5_ d4 +=64 66mmd5=65mm ;計算d6d6= d3=55mm，同一軸上的軸承選擇同一型號，以便減少軸承座孔鏜制和減少軸承類型。名稱d1d2d3 d6d4d5直徑（mm ）3035556065電動機軸各階梯軸直徑列表如下:d6（二）計算軸各段長度1）計算L!單排鏈輪寬度0.95b 1 ,可取L1 =50mm;2）計算L2取L2=34mm ;3）計算L3L3=b+ 3+2 +2=18+12.5+1°+2=42.5mm式中，2為大齒輪端面至箱體內壁距離，應考慮兩個齒輪的寬度差，兩齒輪的寬度差為5mm，取小齒輪至箱

23、體內壁的距離為10mm，貝U2小B小輪_B大輪105125 mm22取L3=45mm4）計算L4L4 = =6mm5）計算L5取 L5= b 2 -2=43mm6）計算L6S =35mmm各段軸長度列表如下名稱LiL2L3L4L5L6長度/mm50344564335（三）校核該軸：圓周力 Ft = 2*144.319620Nd,30徑向力：F r= Ft*tan a = 9620*tan20 0=3501N.是直齒輪，故軸向力：Fa 0N按許用應力校核乙=25Z2 =541）軸的彎曲強度軸的受力簡圖（圖 A ） （ L =85mm ）求支持反力Ft 9620水平面支反Fhi= F hi=481

24、0N2 2F 3501垂直面支反力Fv2 = Fv1=r1751N2 2作彎矩圖Lp=120水平矩（圖 B） M hc=0.5*L*F H1=0.5*85*4810=204425Nmm垂直彎矩（圖C） M vc=0.5*L*F V1 =0.5*85*175仁74417Nmm2）求合成彎矩，作出合成彎矩圖（圖E）M c =2HC2M vc=217549Nmm3）求軸傳遞的扭矩（圖 D）p=25.4mmPt =29.29mmT=F t *d 5 *0.5=9620*65*0.5=312650Nmm作危險截面當量彎矩圖（圖巳該軸單項工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環應力考慮，取=0.59Me ,Mc

25、2a T 221754920.59*312650 2285227 Nmm4）校核危險截面軸徑11 145號優質碳素鋼調質處理時，查機械設計基礎教材b 650Mp s 360Mp e 280Mp60MPad 3*3 285227mm 36.2mm”0.1* 1b 0.1* 60遠小于65mm,故強度足夠.（五）軸上零件的周向疋位鏈輪與軸的周向定位采用平鍵。按照軸的直徑，查表（10-9 ）得平鍵的參數：b=8mm h=7mm鍵槽采用銃刀加工，長度為 35mm同時為了保證鏈H輪與軸配合具有良好的對中性。故采用合來保證，此處選取軸的直徑尺寸公差為7。軸承的軸向定位采用過渡配K6m 6 °七、

26、鏈傳動的設計1. 鏈輪齒數由表（13 12 ）知，選乙=25 ,大鏈輪的齒數Z2=Z1* i鏈=25*2.1875=54.68 ° 所以取 Z? =54實際傳動比 i鏈= 54=2.16誤差遠小于5%故允許。252. 鏈條節數初選中心距 a0=40P 由式（1322）得2a° Zi Z 2 p Z2 ZiLP=2 ° + 12 + 一 2 1= 120P 2ao23. 計算功率由表（1315）查得K A =1.0 故PC= KA*P鏈=1.0*3.11=3.11 kw4. 鏈條節距估計此鏈傳動工作于圖13 33所示曲線頂點左側（即可能出現鏈板疲勞破壞）。由表（13

27、 33）:1.08Z1Kz=1=1.3419采用單排鏈時，取 Km =1.0故由式（1325）Po =一PC=3.11=2.32 KwKz*Km 1.34* 1.0由圖1311查得當n=103r/min 時，16A鏈條傳遞功率為 4.5 kw > 2.73kw故合格，其參數：p=25.4mm；排距Pt =29.29mm5. 實際中心距a=40p=40*25.4=1016 mm6 計算鏈速由式（13 20）Z1 *P* nV= 1=1.09 m/s60*10007.作用于軸上的壓力經驗所述 Fq=（1.21.3）F取 Fq=1.3FF=1000* Pc=3357.8N , Fq =1.3F

28、=4365 NV八、聯軸器的選擇由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問題，選用彈性柱銷聯軸器，取工作情況系數k 1.3選用HL3型(GB4323-84 )彈性套柱銷聯軸器，根據主動軸連接聯軸器處d=30mm，將各種參數列表如下：型號公稱轉矩T許用轉數n軸孔直徑d軸孔長度L外徑D材料軸孔類型TL563050003082160HT200Y型聯軸器承受轉矩;1.3*3.11T=103*9550=375 v630N m故：合適九、鍵的校核材料選擇及其許用擠壓應力：選擇45號優質碳素鋼，查機械零件設計手冊P458表3 2-3其許用擠壓應力jy 100MPa(1)主動軸外伸端，考慮

29、到鍵在軸中部安裝，選擇平鍵可以了,已選擇 GB1096-1990 型鍵。：b=8mm h=7mm,l=40mm靜連接工作面的擠壓應力:(Tjy2*462200.5*7*25* 40=26.4Mpa貝強度足夠，合適（2）從動軸外伸端，考慮到鍵在軸中部安裝，選擇平鍵可以了,已選擇 GB1096-1990 型鍵。：b=8mm h=7mm,l=35mm靜連接工作面的擠壓應力:(Tjy2*1443100.5* 7*30* 35=78.5Mpa貝強度足夠，合適十、減速器機體結構及尺寸 箱體一般用灰鑄鐵HT150或HT200制造。對于重型減速器也可以采用球 墨鑄鐵或鑄鋼制造。 箱體結構的設計要點減速器的箱體

30、是支持和固定軸及軸上零件并保證傳動精度的重要零件， 其重量一般約占減速器總重量的40% 50%，因此，箱體結構對減速器的性能、制造工藝、材料消耗、重量和成本等影響很大，設計時務必綜合考慮，認真 對待。1 （1）軸承座上下設置加強筋。（2）軸承座房設計凸臺結構。凸臺的設置可使軸承座旁的聯接設計凸臺結構要注意下列幾個問題：a軸承座旁兩凸臺螺栓距離 S應盡可能靠近。對無油構箱體（軸承采用油 脂潤滑）取S < D2,應注意凸臺聯接螺栓（d1）與軸承蓋聯接螺釘（d3）不要 互相干涉；對有油溝箱體（軸承采用潤滑油潤滑），取 SD2，應注意凸臺 螺栓孔（d1）不要與油溝相通，以免漏油。 D2貝為軸承座

31、凸緣的外徑。b凸臺高度h的確定應以保證足夠的螺母搬手空間為準則。搬手空間根據螺栓直徑的大小由尺寸C俐C2確定。c凸臺沿軸向的寬度同樣取決于不同螺栓直徑所確定的C1+ C2之值，以河北工程大學 課程設計說明書 保證足夠的搬手空間。但還應小于軸承座凸緣寬度35mm.,以便于凸緣端面的加工。（3）箱座的內壁應設計在底部凸緣之內。（4）地腳螺栓孔應開在箱座底部凸緣與地基接觸的部位；不能懸空。（5）箱座是受力的重要零件，應保證足夠的箱座壁厚，且箱座凸緣厚度 可稍大于箱蓋凸緣厚度。2、確保箱體接合面的密封、定位和內部傳動零件的潤滑。為保證箱體軸承座孔的加工和裝配的準確性，在接合面的凸緣上必須設置兩個定位用

32、的為保證箱蓋、箱座的接合面之間的密封性，接合面凸緣聯接螺栓的間距不宜過大，一般不大于 150180mm并盡量對稱布置。如果滾動軸承靠齒輪飛濺的潤滑油潤滑時，則箱座凸緣上應開設集油溝，集油溝要保證潤滑油流入軸承座孔內，再經過軸承內外圈間的空隙流回箱座 內部，而不應有漏油現象發生。3、箱體結構應具有良好的工藝性鑄造工藝性的要求，箱壁不宜太薄，3min仝8mm以免澆鑄時鐵水流動困難，出現充不滿型腔的現象。壁厚應均勻和防止金屬積聚、避免產生的縮孔、裂紋等缺陷。當箱壁的厚度變化較大時，應采用平緩過渡的結構。避免出現狹縫結構，因為這種結構的砂型易碎裂，正確的做法應聯成整體箱壁沿撥摸方向應有1: 101 :

33、 20的撥模斜度。（2）機械加工工藝性的要求軸承座孔應為通孔，最好兩端孔徑一樣以利于加工。兩端軸承外徑不同時，可以在座孔中安裝襯套，使支座孔徑相同，利用襯套的厚度不等，形成不同的孔徑以滿足兩端軸承不同外徑的配合要求。同一側的各種加工端面盡可能一樣平齊，以便于一次調整刀具進行加工。加工表面與非加工表面必須嚴格區分，并盡量減少加工面積。因此，軸承座 的外端面、觀察孔、透氣塞、吊環螺釘、油標尺和油塞以及凸緣連接螺栓孔 等處均應制出凸臺（凸出非加工面 35mm以便加工。（所示為軸承座凸緣的外端面與凸臺之間的合理與不合理的結構。本減速箱箱體，壁厚采用 8mm10m，符合標準。密封與潤滑潤滑技術的核心問題

34、是要解決摩擦副一一也就是我們通常所說的潤滑點 的潤滑問題，對于從事潤滑技術應用的人來講，最關心的應該是潤滑點。也 就是說，不管你采用什么樣的潤滑方式，干油潤滑也好，稀油潤滑也好，油 霧潤滑也好，或者采用油氣潤滑，目的是要使潤滑點始終處于最佳的潤滑狀 態。潤滑點，也就是摩擦副在全膜潤滑狀態下運行是一種理想的狀況。在 這種全膜潤滑狀態下，摩擦面之間有潤滑劑，并能生成一層完整的潤滑膜， 把兩個摩擦表面完全隔開。摩擦副運動時，摩擦是潤滑膜的內部分子之間的 內摩擦，而不是摩擦面之間的直接接觸的外摩擦。潤滑點所需的潤滑劑應該以緩慢的均勻的微量油流到達軸承，如果 潤滑點所需要的潤滑劑能以源源不斷的細流方式供應，那對潤滑點來說，