刘家哲11120120211机械设计基础课程设计（详细计算 - 带图纸）

一． 前言 1. 题目分析 运动简图 2. 原始数据：

运输带的有效拉力： F==1800N运输带的有效速度： v= 1.5 m/s滚筒直径： D= 300 mm 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： 电动机所需工作功率为：

Pd?FV1000?w?

由电动机至运输带的传动总效率为：

?总??1??22??3??4??5??6

式中：

?1——V带传动效率； ?4——联轴器的效率； ?5——滚筒轴承的效率； ?6——滚筒效率。

?2——齿轮传动的轴承效率； ?3——齿轮传动的效率；

3. 确定精度

查《机械设计基础课程设计》表5-4齿轮精度等级的适用范围，初定精度等级为8的齿轮。查《机械设计基础课程设计》表9-4机械传动的摩擦副的效率概略值 P121 取?1=0.96 ，?2=0.99 ，?3=0.97 .?4 =0.97 . ?5=0.98 .

?6=0.96（初选齿轮为八级精度）

则?总

?0.96?0.992?0.97?0.97?0.98?0.96

?0.84

所以：电机所需的工作功率：

Pd?FV1800?1.5??3.2kw

1000?总1000?0.8460?1000?V60?1000?1.5??95.54r/min

?D300?3. 卷筒工作转速为：

n卷筒?取V带传动的传动比范围为：i带?2~4

1

取单级齿轮传动的传动比范围为：i齿则可得合理总传动比的范围为：i总故电动机转速可选的范围为：n电?3~5

?6~20

?i总?n卷筒

?（6~20）?95.54 ?（573.24~1910.8）r/min

查《机械设计基础课程设计》附录2—1.则符合这一范围的同步转速有：750r/min、1000 r/min和1500r/min 方 案 电 动 机 型 号 额定功 率 电动机转速 (r/min) 同步转 速 满载转 速 堵转转矩/额最大转矩/额定转矩 1 Y160M1-8 4 750 720 2.0 定转矩 2.0 2 Y132M1-6 4 1000 960 2.2 2.2 3 Y112M-4 4 1500 1440 2.2 2.2 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。 此选定电动机型号为Y132M1—6所选电动机的额定功率Pe?4kw,满载转速nm?960r/min

装键部位尺寸 F×GD 查《机械设计基础课程设计》P124 ，得电动机主要外形和安装尺寸： 中心高H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 地脚螺栓轴 伸 尺 寸 A×B 孔直径 K D×E 132

520×345×315 216×178 12 28×80 10×41 三． 总传动比和分配传动比

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n 1、可得传动装置总传动比为：i总 2、分配各级传动装置传动比：

查《机械设计基础课程设计》表9-3 P118常用传动机构的性能及适用范围 取i齿?nm960??10.05 n转筒95.54?5（单机减速器 i=3～5）

因为：

i总?i齿?i带

2

所以：

ii总10带?i?.05.齿5?2.01

初定：i齿?5i带?2.01

四． 运动与动力参数的计算 η......为相邻两轴的传动效率 P......为各轴的输入功率 （KW） T......为各轴的输入转矩 （N·m） n......为各轴的输入转速 （r/min）

可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数 1、 运动参数及动力参数的计算 （1）计算各轴的转数： 电动机n1?nm?960(r/min)

n2?nmi?960?477.（6r/min) 带2.01

n3?n2i?477.6齿5?95.5（r/min)

卷筒轴：n4?n3?95.5(r/min)

（2）计算各轴的输入功率：P1?Pd?4(kw)

P2?P1??带?4?0.96?3.84(kw)

P3?P2??带??轴?3.84?0.99?0.97?3.688kw

卷筒轴：P4?P3??联轴器??轴?3.688.?0.97?0.98?3.（5kw)（3）计算各轴的输入转矩： Td?9.55?106Pdn?9550000?4?39792(N.mm) m960T11?9.55?106Pn?9550000?3.846?76783.9(N.mm) 1477.TP22?9.55?106n?9550000?3.688?368800(N.mm)295.5

3

卷筒轴输入轴转矩：T4?9.55?106P43.5?9550000??350000.(N.mm) n495.5综合以上数据，得表如下:

轴名 效率P （KW） 输入 电动机轴 Ⅰ轴 3.66 3.51 输出 3.59 3.44 转矩T （N·m） 输入 36.41 109.64 输出 35.68 107.45 转速n r/min 960 305.73 3.14 传动比 i 效率 η 0.98 4.00 0.98 Ⅱ轴 3.34 3.27 417.34 408.99 76.43 1.00 0.98 卷筒轴

3.24 3.18 404.84 396.74 76.43 五． 带传动的设计

查《机械设计基础》第五版P219表13-9V带轮最小基准直径，得A带最小直径不能小于75mm，取电动机的输出功率Pd?4kw，转速n1?nm?960(r/min)，i带?2.01，每天工作16小时。

（1）

计算功率Pc

查《机械设计基础》第五版P218表13-8工作情况系数

KA?1.2,由Pc?KA?P?1.2?3.2?3.84(kw)

（2）

根据Pc确定V带型号

?3.84(kw)n1?960(r/min)查《机械设计基础》第五版P219 图13-15普通V带选型图

查出此坐标点的位置在A型上界。暂按选用A型带计算。

（3）

求大、小带轮的基准直径d2、d1

d1?100mm由《机械设计基础》第五版P211式13-9得d2?n???1????196.98，查《机

dn112械设计基础》第五版P219表13-9V带轮最小基准直径，取d2=200mm。实际传动比

i带实?2.01-2.04d2200?1.49%误差小于5%，故允许。其??2.04 误差?2.01d（1?0.02?11-?）100??4

中=0.01～0.02（见《机械设计基础》第五版P211,此时取0.02）

（4）带速验算：V??d1n160?1000?3.14?100?960?5.024m/s，

60000此时V在范围5～25内，适合。 （5）确定带的基准长度和中心距a

查《机械设计基础》第五版P220得

0.7?(d1?d2)

0.7×（100+200）

由《机械设计基础》P205式13-2得带长：

(d2?d1)2l0?2a0?(d1?d2)?24a0?得

l0?1000?533.8?12.8?1476mm

查《机械设计基础》P212表13-2 V带的基准长度,对于普通A带选用带长

再《机械设计基础》由式13-16反求实际中心距：a(6)验算小轮包角：

由《机械设计基础》P205式13-1得：?1（7） 求V带根数z：

由《机械设计基础》P218式13-15得：z?a0?ld?l0?462mm 2?180??d2?d1?57.3??167.6??120?，合适。 a?Pc(P0??P)K?KL。此处n1?960r/mind1?100mmP0?0.95；根据步骤（3）得

Δp=0.11kw,由

查《机械设计基础》P214表13-3单根普通V带的基本额定功率得

i带实?2.04，查《机械设计基础》P216

表13-5单根普通V带的额定功率的增量得

α=162.63?，查《机械设计基础》P217表 13-7包角的修正系数得K?表13-2得KL?0.98，查《机械设计基础》P212

?0.96。故Z?3.84?3.85 ，取整根z=4根

(0.95?0.11）?0.96?0.98（8）求作用在带轮轴上的压力FQ:

5

查《机械设计基础》P212表13-1V带的截面尺寸（GB/T11544—1997）得q=0.1kg/m。由《机械设计基础》P220

式

13-17

得

单

根

V

带

初

拉

力

F0?500Pc2.5500?3.842.5(-1）?qv2??(?1)?0.1?(5.024)2?150.61N ZVK?4?5.0240.98?2?Z?F0?sin()?1204.88?0.99?1197.7N

2作用在轴上的压力为：FQ(9)V带轮宽度的确定：

?查《机械设计基础》P224表13-10得A型带轮e—2002，故有带轮宽度B

?15?0.3,fmin?9，查V带轮的轮槽齿轮GB/T10412

?(Z?1)e?2f?(4?1)?15.3?2?9?63.9mm, 取B=65。

表3.所设计带传动中基本参数

带型号 A型 中心距 462mm 安装初拉力 150.61N

六． 齿轮传动的设计计算 1. 齿轮材料和热处理的选择：

长度 1400mm 带轮直径 d1=100,d2=200 对轴压力 1197.7N 根数 4根 宽度 65mm 实际传动比 2.83 查《机械设计基础》第五版P166表11-1常用齿轮材料及其力学性能。

小齿轮：初选45号钢，其热处理方式为调质。齿面硬度取240HBS，接触疲劳极限?Hlim1弯曲疲劳极限?FE1?585MPa，

?445MPa。

?375MPa，

大齿轮：初选45号钢，其热处理方式为正火。齿面硬度取200HBS，接触疲劳极限?Hlim2弯曲疲劳极限?FE2?310MPa。

由《机械设计基础》第五版P171表11-5最小安全系数

SHSF的参考值得：SHlim?1.25

SFmin?1.6（选择较高可靠度）。由《机械设计基础》第五版P175例子得：大齿轮

??H1???HlimSHSF?585?468MPa1.25小齿轮

??H2???Hlim2SHSF??375?300MPa1.25大齿轮

??F1???FE1?445?278MPa，小齿轮??F2???FE21.62. 按齿面接触强度设计：

310?194MPa； 1.6 6

根据前计算，可得齿轮传动所需传动比为i总转速为n2?10.05i带实?2.04i齿?10.05?4.93，轴实际

2.04?n1i带实?960?470.58r/min。 2.04?1.2~1.6 (电动机，

设齿轮按8级精度制造，查《机械设计基础》第五版P169表11-3载荷系数K得K中等冲击)，此取1.4计算。查《机械设计基础》第五版P175表11-6齿宽系数?d，当两软齿面对称分布时，

?d??0.8~1.4?T小?9.55?106?查

《

机

械

，此取1.1计算。小齿轮转矩

P23.84?9.55?106??77929.367N.mmn2470.58计

基

础

》

第

五

版

P171

表

11-4

弹

性

系

数

设

ZE此取ZE?189.8(铸钢），对于标准齿轮ZE?2.5

查《机械设计基础》第五版P171式11-3，可得设计公式dmin 故有：

上公式中所代[?H2?32KT1u?1?ZEZH????????du?H????2?72.2

]是为了安全计算，使得两齿轮均适用。

?Z1?i齿?31?4.39?157.76，取整得z2?158满足传动比的前提下，尽可

齿数取32，则有Z2能使两齿数互质）。 故实际传动比i实齿?Z2158??4.9375； Z132i实齿-i齿4.9375-4.93??0.15%?5%； 其误差为?2?i齿4.93故满足误差范围。 初估模数为m?dmin?2.25mm，查《机械设计基础》第五版P57表4-1得标准模数为m=2.mm，故实Z1?Z1m?32?2?64mmd2?Z2m?158?2?316mm。中心距为：

际分度圆直径为：d1a?d1?d264?316??190mm。 22??ddmin?79.42mm，保证啮合，小齿轮比大

初估齿宽为：由《机械设计基础》第五版P175得b齿轮宽5~10毫米，取取b大

?80mmb小?85mm

7

3. 验算齿轮弯曲强度：

查《机械设计基础》第五版P173图11-8，可得齿形系数YFa础》第五版P174图11-9得齿根修正系数Ysa1?2.58YFa2?2.18；查《机械设计基

1?1.64Ysa2?1.87

查《机械设计基础》第五版P172式11-5知：校核?F1?2KT1YFa1Ysa1bm2z1?90.82???F1??278MPa，

安全。?F2??F1YFa2YSa2YFa1YSa1?90.82?2.18?1.87?88.18???F2??248MPa，安全。

2.56?1.644. 齿轮的圆周速度：

V??d1n260?1000?3.14?64?477.6?1.60m/s，对照查《机械设计基础》第五版P165表11-2知

60000v?6m/s即可，故选取8级便可达到要求。

表4.齿轮传动设计的基本参数

小齿轮 大齿轮

七． 减速器箱体基本尺寸设计

根据《机械设计基础课程设计》第2版P145表12.1铸铁减速箱体的主要结构尺寸中的经验公式可算出如下数据： 1. 箱体壁厚： 箱盖：?1箱座：?材料 45钢 45钢 模数 4 热处理 调制 正火 实际传动比 4.9375 齿数 32 158 中心距 190 分度圆直径 64 316 齿宽 85 80 ?0.02a?1?0.02?190?1?4.80mm（取8mm)。 ?0.025a?1?0.025?190?1?5.75mm(取8mm)

2. 凸缘： 箱盖凸缘厚度b1箱座凸缘厚度

?1.5?1?1.5?8?12mm，

b?1.5??1.5?8?12mm，

箱座底凸缘厚度b23. 螺钉及螺栓： 地脚螺钉直径df?2.5??2.5?8?20mm。

?0.036a?12?0.036?190?12?18.84mm,查《机械设计基础课程设计》第

?M18

8

2版P146表12—2凸台及凸缘的结构尺寸，取df

地脚螺钉数目：n?4(a?250)；

轴承旁连接螺栓直径d1?0.75df?0.75?18.84?14.13mm查《机械设计基础课程设计》第

2版

P146表12—2凸台及凸缘的结构尺寸，取d1盖与座连接螺栓直径d2?M14

?(0.5~0.6)df此取d2?0.55df?10.362mm，查《机械设计基础课

程设计》第2版P146表12—2凸台及凸缘的结构尺寸，取d2连接螺栓d2的间距l轴承端盖螺钉直径d3?M10

?180mm(150~200)；

?(0.4~0.5)df此取d3?0.4df?7.536mm，查《机械设计基础课程设

计》第2版P146表12—2凸台及凸缘的结构尺寸，取d3视孔盖螺钉直径d4?M8；

?(0.3~0.4)df此取d4?0.3df?5.652mm；查《机械设计基础课程设计》

第2版P146表12—2凸台及凸缘的结构尺寸，取d4定位销直径d?M6

?(0.7~0.8)d2。 齿取d?7.7mm取整?d?8mm（取整得?8）

4. 螺钉螺栓到箱体外避距离：

查《机械设计基础课程设计》第2版表12-2得：

df、d1、d2至箱体外壁距离为：

C1f?24mmC11?20mmC12?16mm；

df、d1、d2到凸缘边缘距离：C2f?22mmC21?18mmC22?14mm；

轴承旁凸台半径：R1f?C2f?22mmR12?C22?14mm

箱体外壁至轴承端面距离：l15. 箱体内部尺寸：

?C11?C21?(5~10)?20?18?8?46mm。

大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离?l1齿轮端面到箱体内壁的距离?l2箱盖、箱座肋厚m16. 视孔盖

由于单级减速器中心距为a长l1?1.2??1.2?8?10mm；

???10mm（增加散热）；

?0.85?1?0.85?8?6.8mmm?0.85??0.85?8?6.8mm。

?190mm，故查《机械设计基础课程设计》第2版P148表12-4得：视孔盖

?120mm，横向螺栓分布距离l2?105mm，视孔盖宽b1?90mm，纵向螺栓分布距离

9

b2?75mm，螺栓孔直径d??8，孔数4个。

7. 其中吊耳和吊钩

吊耳环的结构设计：根据《机械设计基础课程设计》第2版P146表12-3超重吊耳和吊钩中的推荐设计公式知： 吊耳肋厚度为b吊耳环孔径为d倒角为R?(1.8~2.5)?1此取b?2.5?1?2.5?8?20mm，

?b??20，

?(1~1.2)d此取R?1.2?20?R24，

?(0.8~1)d此取e?1d?20mm。

吊耳环空心到箱体外壁距离为e吊钩的结构设计：吊钩长K吊钩高H?C1?C2?16?14?30mm，

?0.8K?24mm，

吊钩内深h?0.5H?12mm，

吊钩内圆半径r?0.25K?7.5mm，

吊钩厚度b

八． 轴的设计 A. 1.

高速轴:

选择轴的材料、热处理方式：

?(1.8~2.5)?此取b?2.5?8?20mm。

由于无特殊要求，选择最常用材料45钢，热处理方式为调质处理。查《机械设计基础》第五版P241表14-1轴的常用材料及其主要力学性能得知： 硬度：217~255HBS；强度极限：?B?650MPa；屈服极限：?s?360MPa；弯曲疲劳极限：

??1?300MPa。

查《机械设计基础》第五版P246表14-3轴的许用弯曲，用插入法得弯曲需用应力（静）

????60MPa。

?1b查《机械设计基础》第五版P245表14—2常用材料的

???值和

C值，得45钢

????(30~40)MPa2.

C?118~107取C=118

初步估算轴最小直径：

由《机械设计基础》第五版P245式14-2得： 传递转矩轴段的最小直径

dminPP9.55?1063.84Ⅰ33?3?3Ⅰ?C?d?118??23.75mm，由于开了一个键，故min''0.2[?]nn470.58ⅠⅠ槽，故dmin3.

?dmin(1?5%)?24.9375mm取25（圆整）长系列60 短系列42

轴的结构设计：

10

由上知安装大带轮的截面为危险截面，故由《机械设计基础》第五版P247式14-6可得：

dmin?3Mae132.64?3?28.06mm?45mm。由此可知，此轴安全。

0.1???1b?0.1?6011) 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：

dmi3Mae243.6?481033???34.3mm72?n0.1?[]?0.160?1bmm4。由此可知，此轴安全。5

九． 联轴器的选择

根据前选出的联轴器设计的低速轴校核得知，轴满足要求，查《机械设计基础课程设计》第2版P283附录3.4，故联轴器定为Hl4弹性柱销联轴器，其型号：十． 对轴承的校核

A. 对轴承6207的寿命计算：将任务书中的使用期限10年换算为小时得其使用寿命必须大于

YC40?120GB/T5014—2003

YC40?8010?365?24?87600小时。根据《机械设计基础》第五版

P279式16—3得其寿命计算为

ftc?10???Lh??60n?fpp??6?，查《机械设计基础》第五P279表16—8温度系数与表16—9载荷系数，此取

ft?1（轴承工作温度

100

?C）

106C?()，查《机械。故Lh?fp?1.0（轻微冲击或无冲击）

60nP设计基础》第五版P322附表1常用向心轴承的径向基本额定动载Cr和径向额定静载C0r，可知其径向基本额定动载荷为Cr?29.5kN，C0r?18.0根据《机械设计基础》第五版P278可知球轴承取

??3，

1） 校核计算得知其当量动载荷

由《机械设计基础》第五版P279式16—4得当量动载荷为P向载荷时，由《机械设计基础》第五版P280式16—5得P3?XFr?YFa,由于直齿轮给轴承径

故带入公式得：其

?Fr?876.6N106?29.5?寿命为Lh????1329657h?87600h,满足要求。

60?477.6?0.8766?B. 对轴承6210的寿命计算：

将任务书中的使用期限10年换算为小时得其使用寿命必须大于10?365?24?87600小时。根据

，查《机械设计基础》

fc?106??t?《机械设计基础》第五版P279式16—3得其寿命计算为Lh??60n??fpp?第五P279表16—8温度系数与表16—9载荷系数，此取

??ft?1（轴承工作温度100C）fp?1.0（轻

16

106C?()，查《机械设计基础》第五版P322附表1常用向心轴承的径微冲击或无冲击）。故Lh?60nP向基本额定动载

Cr和径向额定静载

C0r，可知其径向基本额定动载荷为

Cr?29.5kN，

C0r?18.0根据《机械设计基础》第五版P278可知球轴承取??3，

2） 校核计算得知其当量动载荷

由《机械设计基础》第五版P279式16—4得当量动载荷为P荷时，由《机械设计基础》第五版P280式16—5得P3?XFr?YFa,由于直齿轮给轴承径向载

?Fr?829.8N106?29.5?故带入公式得：其寿命为Lh????7841361h?87600h，满足要求。

60?95.5?0.8298?十一．

普通平键的选择及校核

根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用A型平键连接。 1. 带轮处键连接：

由于此处轴径为25mm，查《机械设计基础》第五版P156表10-9普通平键和键槽的尺寸得：选用键：

b?8mm,h?7mm，L?18~90。键槽：r?0.15~0.25mm

材料，故由表下的L系列选取L由于此处转矩不大，选取铸铁为

?36mm，R=0.2mm即键8?36GB/T1096?2003。

对平键进行强度校核：查《机械设计基础》第五版P158表10-10得其许用挤压应力为

????50~60MPap（轻微冲击），根据《机械设计基础》第五版P158式10-26得平键的挤压强度：

?p?4T4?76.7839??0.08775MPa??pdh(l?2b)25?7?(36?2?8)??，故符合要求。

2. 小齿轮处键连接：

由于此处轴径为42mm，查《机械设计基础》第五版P156表10-9普通平键和键槽的尺寸得：选用键：

b?12mm,h?8mm，L?28~140mm。键槽：R=0.25~0.4mm由于此处转矩不大，选取铸铁为材

料，故由表下的L系列选取L=90mm，R=0.3mm即键12?90GB/T1096—2003。 对平键进行强度校核：查《机械设计基础》第五版P158表10-10得其许用挤压应力为

????50~60MPap（轻微冲击），根据《机械设计基础》第五版P158式10-26得平键的挤压强度：

?p?4T4?76.7839??0.01384MPa??pdh(l?2b)42?8?(90?2?12)??，故符合要求。

3. 大齿轮处键连接：

由于此处轴径为55mm，查《机械设计基础》第五版P156表10-9普通平键和键槽的尺寸得：选用键：

b?16h?10，L?45~180mm。键槽：R=0.25~0.4mm由于此处转矩不大，选取铸铁为材

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料，故由表下的L系列选取L=80mm，R=0.3mm即键16?80GB/T1096—2003。

对平键进行强度校核：查《机械设计基础》第五版P158表10-10得其许用挤压应力为，根据《机械设计基础》第五版P158式10-26得平键的挤压强度：????50~60MPa（轻微冲击）

p?p?4T4?368.8??0.05588MPa??pdh(l?2b)55?10?(80?2?16)??，故符合要求。

4. 联轴器处键连接：

由于此处轴径为40m，查《机械设计基础》第五版P156表10-9普通平键和键槽的尺寸得：选用键：，L键槽：R=0.25~4m由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取L=10m，R=0.3m即键 ?28~140mm。12?100GB/T1096—2003。

对平键进行强度校核：查《机械设计基础》第五版P158表10-10得其许用挤压应力为，根据《机械设计基础》第五版P158式10-26得平键的挤压强度：????50~60MPa（轻微冲击）

p?p?十二． 1.密封：

4T4?368.8??0.06065MPa??pdh(l?2b)40?8?(100?2?12)??，故符合要求。

润滑方式与密封形式的选择

由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2、润滑方式：

由轴的设计中确定的轴承润滑方式知：轴承为脂润滑。齿轮为油润滑。 3.润滑油类型的选择

1齿轮润滑选用150号机械油 ○（GB/T443—1989），最低—最高油面距（大齿轮）10~20mm,需油量1.5L左右；

2轴承润滑选用钙基润滑脂 ○（GB/T491—208）3号，由于耐水性能好，适用于工作温度?55的工业、农业和交通运输等机械设备的轴承润滑，特别适用于有水或潮湿的场合。

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