工学机械设计基础课程设计2.doc

目录
一、传动方案拟定……………………………………………………3
二、电动机的选择……………………………………………………4
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………………5
四、运动参数及动力参数计算………………………………………5
五、传动零件的设计计算……………………………………………6
六、轴的设计计算……………………………………………………13
七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………………21
八、键连接的选择及计算……………………………………………24
九、参考文献…………………………………………………………25
十、总结………………………………………………………………25

机械设计课程设计计算说明书

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计一台带式运输机中使用的单级直齿圆柱齿轮减速器
（1） 工作条件：使用年限8年，2班工作制，原动机为电动机，齿轮单向传动，载荷平稳，环境清洁。
（2） 原始数据：运输带传递的有效圆周力F=1175N，运输带速度V=1.65m/s，滚筒的计算直径D=260mm，工作时间8年，每年按300天计，2班工作（每班8小时）
二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）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
=0.95×0.9923×0.97×0.99×0.96
=0.8549
(2)电动机所需的工作功率：
P工作=FV/（1000η总）
=1175×1.65/(1000×0.960)
=2.02
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
==44.59r/min
按手册P725表14-34推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i’a=8~40。取V带传动比i’1=2~4，则总传动比理时范围为i’a=6~20。故电动机转速的可选范围为n’d=i’a×n筒=（6~20）×47.75=286.5~955r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min。
根据容量和转速，由机械设计课程设计P167表14-5查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1500r/min 。
4、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，选定型号为Y100L2-4的三相异步电动机。
其主要性能：额定功率：3.0KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.0。质量35kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/44.59＝31.85

2、分配各级传动比
（1） 据手册P725表14-34，取齿轮i齿轮=3 （单级减速器i=3~5合理）
（2） ∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮
=17.05/3.0＝10.61
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
  ＝＝1420/3.0＝473.33r/min
  ＝＝473.33/3.71＝127.58r/min
  ＝ / ＝127.58/2.86=44.60 r/min
2、 计算各轴的功率（KW）
＝×＝2.70×0.96＝2.592kW
  ＝×η2×＝2.592×0.98×0.95＝2.413kW
  ＝×η2×＝2.413×0.98×0.95＝2.247kW
3、 计算各轴扭矩（N·mm）

电动机轴的输出转矩=9550 =9550×2.7/1420=18.16 N·m
所以: ＝×× =18.16×3.0×0.96=52.30 N·m
＝×××=52.30×3.71×0.96×0.98=182.55 N·m
＝×××=182.55×2.86×0.98×0.95=486.07N·m
输出转矩：＝×0.98=52.30×0.98=51.25 N·m
＝×0.98=182.55×0.98=178.90 N·m
＝×0.98=486.07×0.98=473.35N·m

五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）、选择普通V带截型
由课本P218表13-8得：kA=1.2
PC=KAP=1.2x5.5=6.6KW
由课本P219图13-15得：选用A型V带
（2）、确定带轮基准直径，并验算带速
由机械设计课程设计P219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为75~140mm
则取dd1=140mm>dmin=90mm

由机械设计课程设计P219表13-9，取dd2=355mm
带速V：
V=πdd1n1/(60×1000)
=π×90*1440/(60×1000)
=6.78m/s
在5~25m/s范围内，带速合适
(3)、确定V带基准长度Ld和中心矩a
初步选取中心距
a0=1.5（d1+d2）=1.5×(90+355)=667.5mm
取a0=600mm
符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
由《机械设计基础》P220得带长：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×600+1.57(90+355)+(355-90)2/（4×600）
=1928.3mm
根据《机械设计基础》P212表（13-2）对A型带
取Ld=2000mm
根据《机械设计基础》P220式（13-16）得：
a≈a0+（Ld-L0）/2
=600+（2000-1928.3）/2
=635.6mm
(4)验算小带轮包角

（5）确定带的根数 Z
根据《机械设计基础》P214表（13-3）
P0=0.35KW
根据《机械设计基础》P216表（13-5）
△P0=0.03KW
根据《机械设计基础》P217表（13-7）
Kα=0.954
根据《机械设计基础》P212表（13-2）
KL=1.18
由《机械设计基础》P218式（13-15）
得
Z=PC/[P0]=PC/(P0+△P0)KαKL

取7根
(6)计算轴上压力
由《机械设计基础》P212表13-1查得带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（13-17）单根V带的初拉力：

则作用在轴承的压力FQ，由《机械设计基础》P221式（13-18）

V带标记 A 2000 GB/T11544-1997

１． 齿轮材料，热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
（1）齿轮材料及热处理
  ① 材料：小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为小齿轮 250HBS 取小齿数=20
大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 210HBS Z=×Z=20x4.56=91 取Z=91
② 齿轮精度
按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。

2.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d

=
②计算圆周速度

③计算齿宽b和模数
计算齿宽b
b==53.84mm
计算摸数m
初选螺旋角=14
=
④计算齿宽与高之比
齿高h=2.25 =2.25×2.00=4.50
= =11.96
⑤计算纵向重合度
=0.318=1.903
⑥计算载荷系数K
使用系数=1
根据,7级精度, 查课本由表10-8得
动载系数K=1.07,
查课本由表10-4得K的计算公式:
K= +0.23×10×b
=1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×53.84=1.54
查课本由表10-13得: K=1.35
查课本由表10-3 得: K==1.2
故载荷系数:
K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.54=1.98
⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d=d=53.84×=57.08
⑧计算模数
=
4. 齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
≥
⑴ 确定公式内各计算数值
① 小齿轮传递的转矩＝48.6kN·m
   确定齿数z
因为是硬齿面，故取z＝24，z＝i z＝3.71×24＝89.04
传动比误差  i＝u＝z/ z＝90/24＝3.75
Δi＝1％5％，允许
②      计算当量齿数
z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 
z＝z/cos＝90/ cos14＝98.90
③       初选齿宽系数
   按对称布置，由表查得＝1
④       初选螺旋角
  初定螺旋角 ＝14
⑤       载荷系数K
K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73
⑥       查取齿形系数Y和应力校正系数Y
查课本由表得:
齿形系数Y＝2.592 Y＝2.211
 应力校正系数Y＝1.596  Y＝1.774
⑦       重合度系数Y
端面重合度近似为＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/90）]×cos14＝1.66
＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690
＝14.07609
因为＝/cos，则重合度系数为Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673
⑧       螺旋角系数Y
 轴向重合度 ＝＝1.77
Y＝1－1.77*14/120＝0.79
⑨       计算大小齿轮的
查课本由表得到弯曲疲劳强度极限                  
小齿轮 大齿轮
查课本由表得弯曲疲劳寿命系数:
K=0.86 K=0.93
取弯曲疲劳安全系数 S=1.4
[]=
[]=

大齿轮的数值大.选用.
⑵ 设计计算
① 计算模数

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=57.80来计算应有的齿数.于是由:
z==28.033 取z=28
那么z=3.71×28=103.88=104
 ② 几何尺寸计算
计算中心距 a===136.08
将中心距圆整为137
按圆整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改变不多,故参数,,等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
d==58.95
d==218.95
计算齿轮宽度
B=
圆整的
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质，硬度217~255HBS
根据课本《机械设计基础》P245（14-2）式，并查表14-2，取C=115
d≥C(P/n) 1/3=113 (3.325/238.727)1/3mm=27.19mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=24.80×(1+5%)mm=28.55
∴选d=30mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=30mm 长度取L1=60mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=30+2×2×1.5=36mm
∴d2=36mm
初选用7208c型角接触球轴承，其内径为d=40mm,
宽度为B=18mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为57mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+21+18+57）=98mm
III段直径d3=42mm
L3= 50mm
Ⅳ段直径d4=48mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=42+2×3=48mm
长度与右面的套筒相同，即L4=21mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（40+3×2）=46mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为41mm
Ⅴ段直径d5=40mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：已知d1=54mm
②求转矩：已知T1=140013N·mm
③求圆周力：Ft
根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得
Ft=2T1/d1=2×140013 /54=5185.667N
④求径向力Fr
根据课本《机械设计基础》P168（11-2）式得
Fr=Ft·tanα=5185.667×tan200=1887.428N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mm
(1)绘制轴受力简图，如图a

(2)绘制垂直面弯矩图，如图b
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=943.714N
FAZ=FBZ=Ft/2=2592.834N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=(943.714×111×10-3)/2=52.376N·m
(3)绘制水平面弯矩图，如图c
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2
=2592.834×111×10-3/2
=143.902N·m
(4)绘制合弯矩图，如图d
MC=(MC12+MC22)1/2
=(52.3762+143.9022)1/2
=153.137N·m
(5)绘制扭矩图（如图e）
转矩：T=9.55×106×（P2/n2）
=133.013N·m
(6)绘制当量弯矩图,如图f
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.8，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[153.1372+(0.8×133.013)2]1/2=186.478N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33
=186.478/(0.1×42×10-3) 3
=25.169MPa< [σ-1]b=60MP
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45调质钢，硬度217~255HBS
根据课本《机械设计基础》P245，表（14-2）取C=113
d≥C(P3/n3)1/3=113(3.199/47.745)1/3=45.896mm
取d=48mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：d1=48mm 长度取L1=82mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=48+2×2×1.5=54mm
∴d2=54mm
初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,
宽度为21mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为21mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为42mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+21+21+42）=86mm
III段直径d3=62mm
L3= 50mm
Ⅳ段直径d4=68mm
由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=62+2×3=68mm
长度与右面的套筒相同，即L4=21mm
Ⅴ段直径d5=54mm. 长度L5=23mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径：已知d2=270mm
②求转矩：已知T3=132988.8N·mm
③求圆周力Ft：根据课本《机械设计基础》P168（11-1）式得
Ft=2T3/d2=2×132988.8/270=985.102N
④求径向力Fr根据课本《机械设计基础》P168（11-1a）式得
Fr =Ft·tan200=985.102×tan200=358.548N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=57.5mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=358.548/2=179274N
FAZ=FBZ=Ft/2=985.102/2=492.551N
(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=(179.274×115×10-3)/2=10.308N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=492.551×115×10-3)/2=28.322N·m
(4)计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（10.3082+28.3222）1/2
=30.140N·m
(5)计算当量弯矩：根据课本《机械设计基础》P246得α=0.8
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[30.1402+(0.8×639.867)2]1/2
=512.780N·m
(6)校核危险截面C的强度
σe=Mec/（0.1d3）
=512.780/[0.1×(62×10-3) 3]
=21.516Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命： 8×300×10=24000小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=238.727r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=2592.834N
初先两轴承为角接触球轴承7208C型
根据课本《机械设计基础》P281（16-12）得轴承内部轴向力

FS=0.68FR
则FS1=FS2=0.68FR1=1763.127N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=1763.127N FA2=FS2=1763.127N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=1763.127/2592.834=0.68
FA2/FR2=1763.127/2592.834=0.68
根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得e=0.68
FA1/FR1 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本《机械设计基础》P279表（16-9）取f P=1.1
根据课本《机械设计基础》P284得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)
=1.1×(1×2592.834+0)
=2852.117N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)
=1.1×(1×2592.834+0)
=2852.117N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=2852.117N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7208C型的Cr=36800N
由课本《机械设计基础》P278（16-2）式得
LH=16670(ftCr/P)ε/n
=16670（1×36800/2852.117)3/238.727
=149994h>24000h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=47.745r/min
Fa=0 FR=FAZ=492.551N
试选7209C型角接触球轴承
根据课本《机械设计基础》P281表（16-12）得FS=0.68FR, 则
FS1=FS2=0.68FR=0.68×462.551=334.934N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端
两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=334.934N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=334.934/492.551=0.68
FA2/FR2=334.934/492.551=0.68
根据课本《机械设计基础》P280表（16-11）得：e=0.68
∵FA1/FR11×(1×492.551+0)=541.806N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)
=1.1×(1×492.551+0)=541.806N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2 故P=541.806 ε=3
根据机械设计课程设计P124得， 7209C型轴承Cr=38500N
根据课本《机械设计基础》P279 表（16-8）得：ft=1
根据课本《机械设计基础》P278 （16-2）式得
Lh=16670(ftCr/P)ε/n
=16670(1×38500/541.806)3/47.745
=125273 h >24000h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=30mm, L1=60mm
查机械设计课程设计p112表10-20得，选用C型平键，得：
键C 10×8
l=L1-b=60-10=50mm
T2=133.013N·m h=8mm
根据设计手册得
σp=4T2/dhl=4×133013/(30×8×50）
=44.61Mpa<[σR](110Mpa)

2、输入轴与齿轮联接采用平键连接
轴径d3=42mm L3=50mm T=133.8N·m
选A型平键
键12×8
l=L3-b=50-12=38mm h=8mm
σp=4T/dhl
=4×133800/42×8×38
=41.92Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键连接
轴径d2=54mm L2=86mm T=639.9Nm
查手册选用A型平键
键16×10
l=L2-b=86-16=70mm h=10mm
据设计手册得
σp=4T/dhl
=4×639900/54×10×70
=67.72Mpa<[σp] (110Mpa)
九、参考文献
（1）、《机械设计基础》（第五版）高等教育出版社
(2)、《机械设计课程设计》哈尔滨工程大学出版社2009年7月第1版
(3)、《新编机械设计手册》人民邮电出版社 2008年第1版
十、总结
1、本次课程设计，我学会了许多零件的设计方法和验算方法，以及计算步骤；
2、学会遇到问题解决问题，和小组成员合作完成；
3、课设过程查阅有关设计资料，有的资料数据有出入，所以在本次设计中，一些数据错误还是存在的；
4、经过这次设计，真正懂得多动手的重要性，懂得很多细节问题要特别小心，否则一错将会影响全局，有的错误将会影响到后面的计算；
5、设计图的绘制要很有耐心，而且需要的技术和技巧很多，需要多做，慢慢积累经验。
6、此次课设让我对各种标准件有了更深入的了解，对以后的工作有很大的促进。

F=1175N
V=1.65m/s
D=260mm

η总=0.8549

P工作=2.02

n筒=44.59r/min

n=1550r/min

电动机型号：
Y100L2-4

i总= 31.85
i齿轮=3

i带=10.61

nI=n电机=473r/min
nII= 127.58r/min
nIII=44.60r/min

PI=P工作=2.592KW
PII=2.413KW
PIII=2.247KW

TI=51.25 N·m

TII=178.90N·m

TIII=473.35N·m

kA=1.2
PC=6.6KW
选用A型V带

dd1=90mm
dd2=338.6mm
取dd2=355mm

带速V=6.78m/s

a0=667.5mm
取a0=600mm

L0=1928.3mm

取Ld=2000mm

a=635.6mm

α1=156.110>1200（适用）

P0=1.41KW

△P0=0.09KW

Kα=0.98

KL=1.11

Z=3.83
取4根

F0=54.1N

FQ=749.9N

σHlim1=580Mpa
σHlim2=380Mpa
σFlim1=450Mpa
σFlim2 =310Mpa

[σH]1=580Mpa
[σH]2=380Mpa

SF=1.25
[σF]1=360Mpa

[σF]2=248Mpa

T1=140013N·mm

传动比i齿=5
Z1=28
Z2=104
i0=135/27=3.25

ui0=3.25

φd=1.0

k =1.98

ZE=189.8
ZH=2.5

d1= 52.69mm

m=2mm

d1=56mm
d2=208mm
da1=60mm
da2=212mm
b=57mm
b1=62mm
中心距a=137mm

YFa1=2.592 YSa1=1.596
YFa2=2.211 YSa2=1.774
σF1=307.14Mpa

σF2=252.43

C=115

d=30mm

d1=30mm
L1=60mm

d2=36mm

B=18mm

L2=98mm
d3=42mm
L3= 50mm
d4=48mm

L4=21mm

d5=40mm
L5=19mm
L=111mm

d1=54mm
T1=140013N·mm

Ft=5185.667N

Fr=1887.428N

FAY=943.714N
FAZ=2592.834N

MC1=52.376N·m

MC2=143.902N·m

MC=153.137N·m

T=133.013N·m

Mec=186.478N·m

σe=25.169MPa

d=48mm

d1=48mm
L1=82mm

d2=54mm

L2=86mm
d3=62mm
L3= 50mm

d4=68mm

L4=21mm
d5=54mm
L5=23mm
L=115mm

T3=132988.8N·mm

Ft=985.102N

Fr=358.548N

FAX=179.274N
FAZ=492.551N

MC1=10.308N·m

MC2=28.322N·m

MC=30.140N·m

Mec=512.780N·m

σe=21.516Mpa

轴承预计寿命24000h

FS1=1763.127N

FA1=1763.127N
FA2=1763.127N

P1=2852.117N

P2=2852.117N

LH=149994h>24000h
预期寿命足够

FS1=FS2=334.934N

P1=541.806N

P2=541.806N

Lh=125273 h >24000h
∴此轴承合格

轴径d1=30mm
L1=60mm

键C 10×8

σp=44.61Mpa

轴径d3=42mm
L3=50mm
键12×8

σp=41.92Mpa

键16×10

σp=67.72Mpa

齿轮1
齿轮2
侧视图
轴齿轮

侧视图
轴类零件视图

主视图