機械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（含全套圖紙）

1、全套cad設(shè)計圖紙聯(lián)系qq153893706設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：v帶單級圓柱減速器機電系：班級：設(shè)計者：學(xué) 號：指導(dǎo)教師：二八年五月六日目錄一、前言-1二、傳動方案擬定-3三、計算總傳動比及分配各級的傳動比-4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算-5五、傳動零件的設(shè)計計算-6六、軸的設(shè)計計算-11七、滾動軸承的選擇及校核計算-20八、鍵聯(lián)接的選擇及計算-23九、聯(lián)軸器的選擇及驗算-24十、參考資料-25一、 前言機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成

2、本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結(jié)構(gòu)簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護(hù)方便。根據(jù)設(shè)計要求，我們考慮以下四種傳動方案，如下圖所示：類型傳遞功率（kw）速度（m/s）效率傳動比特 點開式閉式一般最大普通v帶傳動50025300.940.97247傳動平穩(wěn)、緩沖、中心距大、結(jié)構(gòu)簡 單、壽命短。鏈傳動100200.900.930.950.97268中心距大、高速不平穩(wěn)、多用于低速傳動。圓柱齒輪傳動直齒750斜齒和人字齒500007級精度25255級及以上151300.940.96一對齒0.960.99一對齒單級:37兩級：840單級:1520兩級：60承載能力大、尺寸小、效

3、率高、制造精確、成本高、傳動比恒定。圓錐齒輪傳動直齒1000曲線齒15000直齒5曲線齒5400.920.95一對齒0.940.98一對齒247承載能力大、尺寸小、效率高、制造精確、成本高、傳動比恒定。蝸桿傳動通常50最大750滑動速度15個別350.500.70一對齒0.700.92一對齒1040單級:80兩級：3600尺寸小、效率較低制造精度要求高成本高、傳動比大傳動平穩(wěn)。方案（a）選用了v形帶傳動和單級圓柱齒輪減速器傳動。v形帶傳動布置于最高級，傳動平穩(wěn)、緩沖吸振和過載保護(hù)的特點。方案（b）采用蝸輪蝸桿傳動，結(jié)構(gòu)緊湊。但蝸桿傳動傳動效率低，功率損耗大，不適宜長期連續(xù)運轉(zhuǎn)。方案（c）采用兩

4、級閉合齒輪傳動，適應(yīng)于繁重及惡劣的條件下長期工作，使用維護(hù)方便。但減速機零件較多，加工成本高。方案（d）適合于布置在窄長的通道中工作，但加工圓錐齒輪比圓柱齒輪困難，成本也較高。以上四種方案各有特點，適用于不同的工作場合。根據(jù)工作條件和設(shè)計要求，擬選用第一種方案最為合適。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護(hù)的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應(yīng)用最為廣泛的機

5、構(gòu)之一。本設(shè)計采用的是單級直齒輪傳動。由于單級圓柱齒輪減速器的速度較低、載荷較輕，適合于本設(shè)計要求，齒輪可做成直齒。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用ht200灰鑄鐵鑄造而成。計算過程及計算說明一、傳動方案擬定課題：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動原始資料：1、電機型號：y112m-4 n=4kw；2、輸送帶運行速度：v= 2.0（m/s）；3、滾筒直徑：d=500mm4、運輸機兩班制連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕度振動。使用期限10年。二、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 總傳動比：in電機滿載轉(zhuǎn)速：nm=1450r/min滾筒轉(zhuǎn)速：nw=v/d r/s=2.0/(3.140.5) r/

6、s=1.2739r/s=76.43r/min總傳動比in=nm/nw=1450/76.43=18.972、分配各級傳動比初定減速級的傳動比i齒輪=6，則v帶傳動的傳動比為i帶， i帶= i總/ i齒輪=18.97/6=3.16取i帶=3.16。三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、 計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）電機轉(zhuǎn)速：nd=nm=1450r/mini軸的轉(zhuǎn)速：ni=nd/ i帶=1450/3.16=458.9 (r/min)軸的轉(zhuǎn)速：n=ni/ i齒輪=458.9/6=76.5 (r/min)滾筒的轉(zhuǎn)速：nw= n=76.5 (r/min)2、 計算各軸的功率（kw）電機的功率：p0=4 kwi軸的功

7、率：pi= p001=40.95=3.8 (kw)軸的功率：p=pi02=3.80.96=3.65 (kw)滾筒的功率：pw= p03=3.650.99=3.61 (kw)3、 計算各軸扭矩（nmm）電機的轉(zhuǎn)矩：t0=9550p0/n0=95504/1450=26.34n mi軸的轉(zhuǎn)矩：t1=9550pi/ni=95503.8/458.9=79 n m軸的轉(zhuǎn)矩：t2=9550p/n=95503.65/76.5=455.6 n m滾筒的轉(zhuǎn)矩：tw=9550pw/nw=95503.61/76.5=450 n m四、傳動零件的設(shè)計計算1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算(1)普通v帶截型選擇pckap式中 ka

8、-工作情況系數(shù)，查表得：ka1.2 p-名義傳動功率（kw）。pckap=1.24=4.8（kw）根據(jù)計算功率和小帶輪得轉(zhuǎn)速nd=1450r/min，查表初選帶的型號為a型。（2）確定帶輪基準(zhǔn)直徑dd1和dd2dd1小，則傳動所占空間小，重量輕，但dd1太小，則彎曲應(yīng)力d1太大，所以dd1稍大于并取標(biāo)準(zhǔn)值，查表，因為帶為a型，所以取dd195mmdd1min=75mm。dd2i帶dd1=3.1695=300.2 (mm)選取標(biāo)準(zhǔn)值dd2315 (mm)（3）驗算帶速vv=dd1nd/(601000) (m/s)=3.14951450/(601000)=7.21 (m/s)5m/sv25m/s帶

9、速合適。實際傳動比i實i實= dd2/ dd1=315/95=3.315i=( i實i)/i=(3.3153.16)/3.16=0.0495%。誤差在允許范圍內(nèi)。從動輪實際轉(zhuǎn)速ni實1450/i實1450/3.315=437.4 (r/min)n=( n實ni)/ni=(437.4458.9)458.9=-0.0475%。誤差在允許范圍內(nèi)。（4）確定中心距a0和帶的基準(zhǔn)長度ld0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)287a0820考慮到結(jié)構(gòu)緊湊，故取a0=400mm。按帶的幾何關(guān)系，求得的計算長度ld0的近似公式如下：ld0=2x400+3.14(95+315)/2+(31595

10、)2/(4x400)=1473 mm取帶的標(biāo)準(zhǔn)長度ld=1400mm。由于帶傳動的中心距設(shè)計成可調(diào)的，a可用下式近似計算：a=a0+(ldld0)/2=400+(14001473)/2=363.5(mm)考慮安裝、調(diào)整、補償初拉力，中心距需有一定調(diào)整范圍，其大小為：amin=a0.015ldamax=a+0.03ld所以，amin=363.521=342.5(mm)amax=363.5+42=405.5(mm)（5）計算包角對于開口傳動，有幾何關(guān)系得1180(dd2-dd1)/a) 60120=180(315-95)/363.5) 60=143.7=143.7120符合要求。（6）確定帶的根數(shù)

11、a型帶，n=1450r/min，查表得p0=1.2kw；查包角系數(shù)，得k0.92；查長度系數(shù)，得kl=0.96;查彎曲影響系數(shù)，得kb=1.03x10-3；主動輪轉(zhuǎn)速，nd=1450r/min；查傳動比系數(shù)，得ki=1.14；p0=kbnd(1-1/ki)=1.0310-31450(11/1.14)=0.183( kw)z=pc/(p0+p0) kkl)=4.8/(1.2+0.183)0.920.96)=3.92根取z=4根，z10，合適。查表得b=(z-1)e+2f=(41) 15+210=65mm。（7）確定帶得初拉力f0推薦單根v帶張緊后的初拉力f0 為查表得，q=0.1kg/m2，代入

12、公式f0=500x+0.1x7.212=148n（8）計算帶對軸得壓力q為設(shè)計軸和軸承，應(yīng)計算出帶對軸得壓力q。q=2f0zsin(/2)=21484sin(143.7/2)=1125n。2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220hbs；根據(jù)需要選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由d1766(kt1(u+1)/duhp2)1/3 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i=6 取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1

13、=620=120取大齒輪齒數(shù)z2=120 實際傳動比i0=120/20=6傳動比誤差：i-i0/i=(66)/6=02.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=6查表，取d=1.0 (3)轉(zhuǎn)矩t1t1= 9550pi/ni=95503.8/458.9=79 n m (4)載荷系數(shù)k 取k=1.5 (5)接觸疲勞強度極限hlim由課本圖10-33查得：hlim1=690mpa hlim2=660mpa(6)許用接觸應(yīng)力hphp1=0.9hlim1=621mpahp2 =0.9hlim2=594mpa(7)影響系數(shù)e查表取e=1故得：d1766(kt1(u+1)/duhp2)1/3 =7661.779(6+1

14、)/1659421/3mm=56mm模數(shù)：m=d1/z1=56/20=2.8mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm (6)確定有關(guān)參數(shù)和幾何尺寸分度圓直徑：d1=mz1=2.520mm=50mmd2=mz2=2.5120mm=300mm傳動中心距：a=(m/2)(z1+z2)=(2.5/2)(20+120)=175mm齒寬：b=dd1=150mm=50mm取b1=50mm b2=60mm齒輪的圓周速度vv=d1n1/601000=3.1450458.9/601000=1.2m/s選齒輪傳動精度等級8級合適。(7) 校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)式: f=(2000kt1/bm2z1)yfsfp彎曲疲勞極限應(yīng)

15、力：由課本圖查得：flim1=290mpa flim2 =280mpa許用彎曲應(yīng)力f：fp11.4flim1=1.4x290mpa=406 mpafp21.4flim2=1.4x280mpa=392 mpa復(fù)合齒形系數(shù)：查表得：yfs1=4.13 yfs2=3.98f1=(2000kt1/bm2z1)yfs1=(20001.579/602.5220) 4.13mpa=130.5mpa fp1f2=f1 yfs2/ yfs1=85.83.98/4.13=125.7 mpa fp2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠。五、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217255hbs

16、查表，取c=115d115 (3.8/458.9)1/3mm=23.3mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=23.3(1+5%)mm=24.5選d=25mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=25mm 長度取l1=75mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=25+221.5=31mm初選用46206型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm，外徑為62m

17、m。d2=30mm 考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮帶輪和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為56mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+20+16+56）=94mmiii段直徑d3l3=l1-l=50-2=48mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd3=d3+2h=30+23=36mm取d3=36mm段直徑d4=40mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，因此將段設(shè)計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑d5=

18、30mm. 長度l5=17mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=107mm (3)按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉(zhuǎn)矩：已知t2=79000nmm求圓周力：ftft=2t2/d1=276509/50=3160n求徑向力frfr=fttan=3160tan200=1150n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=53.5mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：fay=fby=fr/2=575nfaz=fbz=ft/2=1580n由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=57552.5=30.19nm

19、(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=158052.5=82.95nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d）mc=(mc12+mc22)1/2=(30.192+82.952)1/2=88.3nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：t=9.55（p2/n2）106=80.1nm (6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪按脈動循環(huán)變化，取=1，截面c處的當(dāng)量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=88.32+(180.1)21/2=119.2nm (7)校核危險截面c的強度由式e=mec/0.1d33=120500/0.1363=25.5mpa -1b=60mpa該

20、軸強度足夠。 輸出軸的設(shè)計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255hbs）查表取c=115dc(p3/n3)1/3=115(3.65/76.5)1/3=41.7mm取d=45mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選46211型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為55mm，寬度為21mm，外

21、徑為100mm。各段直徑：外伸出端直徑為45mm。為了使聯(lián)軸器能定位，在軸的外伸端設(shè)計一軸肩，所以通過軸承透蓋、右軸承和套筒段直徑取為55mm。兩端軸承處軸頸取55mm。齒輪處的軸直徑取為60mm。軸承軸肩處、套筒直徑為70mm。為了便于軸承的安裝，軸肩左端取62mm。各段長度：齒輪寬度為60mm，故取齒輪軸長度為58mm，46211軸承寬度為21mm，因此左端軸徑長度為21mm，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為15mm，透過透蓋的軸段長度為58mm，安裝聯(lián)軸器軸段長度為112mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=111mm。 (3)按彎扭復(fù)合強度計算求

22、分度圓直徑：已知d2=300mm求轉(zhuǎn)矩：已知t3=455.6nm求圓周力ft： ft=2t3/d2=2455.6103/300=3037.3n求徑向力fr：fr=fttan=3037.30.36379=1105n兩軸承對稱la=lb=55.5mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=1105/2=552.5nfaz=fbz=ft/2=3037.3/2=1518.6n (2)由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=552.555.510-3=30.66nm (3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=1518.655.510-

23、3=84.28nm (4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（30.662+84.282）1/2 =89.7nm (5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)=1mec=mc2+(t)21/2=89.72+(1455.6)21/2 =464.35nm (6)校核危險截面c的強度e=mec/（0.1d3）=464350/(0.1603)=21.5mpa-1b=60mpa此軸強度足夠六、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命1636510=58400小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=458.9r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=575n初選兩軸承為角接觸球軸承46206型軸承內(nèi)部軸向力

24、fs=0.63fr 則fs1=fs2=0.63fr1=362.2n (2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=362.2n fa2=fs2=362.2n (3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=362.2n/575n=0.63fa2/fr2=362.2n/1575n=0.63根據(jù)e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr258400h預(yù)期壽命足夠。2、計算輸出軸承 (1)已知n=76.5r/min fa=0 fr=faz=1518.6n試選46211型角接觸球軸承根據(jù)fs=0.63fr,則fs1=fs2=0.63fr=0.631518.6=

25、956.7n (2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=956.7n (3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=956.7/1518.6=0.63fa2/fr2=956.7/1518.6=0.63查表得：e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr258400h此軸承合格七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=42mm l3=48mm t=79nm查手冊 選a型平鍵鍵128 gb1096-79l=l3-b=48-12=36mm h=8mmp=4t/dhl=4

26、79000/42836 =26.1mpap(110mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=60mm l2=58mm t=455.6nm查手冊 選用a型平鍵鍵1811 gb1096-79l=l2-b=58-18=40mm h=11mmp=4t/dhl=4455600/601140=69mpap八、聯(lián)軸器的選擇與驗算為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱銷聯(lián)軸器，代號為hl。選擇工作情況系數(shù)k1.5tcktii1.5455.6683.4 nm按計算轉(zhuǎn)矩、軸徑、轉(zhuǎn)速，從標(biāo)準(zhǔn)中選取hl4型彈性柱銷聯(lián)軸器，采用短圓柱形軸孔。公稱轉(zhuǎn)矩：tn1250 nmtc許用轉(zhuǎn)速：n4000rpmnii主動端：j型軸孔、a型鍵槽、軸徑d145，半聯(lián)軸器長度l=84。n=4kwn=1450rpmv=2.0m/sd=500mmi總=18.97i齒輪=6i帶=3.16nd=1450r/minni =458.9r/minnii=76.5r/minnw =76.5r/minpi=3.8kwpii=3.65kwpw=3.61kwt1=79n.mt2=455.6n.mtw=450n.mdd1=95mmdd2=315mmv=7.21m/s287a0820取a0