机械课程课程设计学校：柳州职业技术学院系、班：机电工程系2010级数控3班姓名：时间：2020年9月27日星期日目录第一章传动装置的总体设计 (1)1总体方案的分析 (1)2选择电动机 (2)电动机类型选择 (2)电动机功率型号的确定 (2)算电动机所需功率 Pd（kw） (2).确定电动机转速 (3)3总传动比的计算及传动比的分配 (3)4计算各轴转速、功率和转矩 (4)第二章传动零件的设计 (4)1．设计V带 (4)2．齿轮设计： (6)第三章轴系设计 (8)1.轴的结构、尺寸及强度设计 (8)输入轴的设计计算: (8)输出轴的设计计算: (11)2．键联接的选择及计算 (12)3、轴承的选择及校核计算 (12)第四章润滑与密封 (12)第五章. 设计小结 (13)第六章参考文献 (13)第一章 传动装置的总体设计1总体方案的分析1.该工作机有轻微振动，由于V 带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本，所以可以采用简单的传动结构，由于传动装置的要求不高，所以选择一级圆柱齿轮减速器作为传动装置，原动机采用Y 系列三线交流异步电动机。

2.1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、运输平皮带 3．工作条件连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期8年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为%5 4、原始数据1．输送带牵引力 F=1300 N 2．输送带线速度 V=1.60 m/s 3．鼓轮直径 D=260mm2选择电动机电动机类型选择按工作要求和工况条件，选用全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V ，Y 型。

电动机功率型号的确定计算工作及所需功率 ηwd p p =算电动机所需功率 Pd （kw ）ηwd p p =1000FVp w =式中η为传动装置的总功率 n ηηηη......21=式中n ηηη......21分别为传动装置中没对运动副的效率1η－带传动效率：2η－球轴承传动效率：3η－圆柱齿轮的传动效率：（8级精度一般齿轮传动）4η－弹性联轴器的传动效率： 5η—卷筒的传动效率：总功率η=××××=η1000FV p w ==86.010006.11300⨯⨯=从课程设计指导书表19-1中可选额定功率为3kw 的电动机.确定电动机转速卷筒的转速为：min /6.11726014.36.1100060100060r D v n w ≈⨯⨯⨯=⨯=π带传动传动比：带i =2～4 齿轮传动传动比:齿i =3～5总传动比范围：总i =带i ×齿i =6～20 2）初步计算电动机的转速范围d n = 总i ×w n =705~2351 r/min查附表 Y 系列（IP44）电动机的技术数据： 选择Y132S －6 型电动机 电动机技术数据如下： 额定功率（kw ）：3kw 满载转速：=d n 960r/min 额定转矩： N/m 最大转矩： N/m3总传动比的计算及传动比的分配总传动比的计算：16.8≈=wdn n i 总 传动比分配原则：带传动的传动比范围4~2=带i 齿轮传动传动比范围5~3=齿i16.8=⨯=齿带总i i i分配传动比：取减速器的传动比3=齿i ， 则V 带的传动比：72.2=带i4计算各轴转速、功率和转矩1、 各轴转速：高速齿轮轴：r/min 0.353r/min 72.2960≈==I 带i n n d 低俗齿轮轴：min /6.117r/min 3353r i n n I ≈==I I 齿 卷 筒 轴：min /6.117r n n II w ==2、 各轴输入功率：高速齿轮轴：kw kw p p d 88.296.031=⨯=⨯=I η低俗齿轮轴：kw kw p p d 77.297.099.096.03321=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯=I I ηηη 3、 各轴转矩：m N n P T mdd ⋅=⨯=84.299550 高速齿轮轴m m n p ⋅N =⋅N ⨯=⨯=T I I I 91.7735388.295509550 低俗齿轮轴m m n p ⋅N =⋅N ⨯=⨯=T I I I I I I 2306.11777.295509550 运动和动力参数计算结果如下表：第二章 传动零件的设计1．设计V 带（1）确定V 带型号电动机额定功率P= kw 3，转速min960r n d =，带传动传动比i=，每天工作8小时。

由课本P218表10-4得：2.1=A K ，得kw kw P K P d A C 6.332.1=⨯==由课本图10-3，选择A 型V 带，取mm d1001=。

大轮的基准直径：mmmm d i d 22710027.212=⨯==带，查表10-1得mm d 2362=(2)验算带速：s m s m V n d /25/024.56000096010014.310006011<=⨯⨯=⨯⨯⨯=π 带速合适。

（3）确定V 带基准长度dL 和中心距a：根据：)(2)(7.021021d d a d d +⨯<<+⨯可得a应在mm 628~8.219之间，初选中心距a=500mm带的基准长度()()02122100422a d d d d a L d -+++=π,得mm L d 15360≈，取mmL d 1600=计算实际中心距：mm a L L ad5322153616005002=-+=-+≈（4）验算小带轮包︒>︒=︒⨯--︒=︒⨯--︒=1201663.575321002271803.5718012ad d α （5）求V 带根数Z ：据1d 和dn 查表10-5得kwp 95.00=，查表10-6，得kw p 11.00=∆，查表10-7得92.0=αK ，查表10-3得99.0=L K ,有02.4)(0=∆+=Z KK p p PLcα，取4根。

单根V 带的初拉力；N q zv v K P F c 35.156024.510.0)192.05.2(024.546.3500)15.2(500220=⨯+-⨯⨯⨯=+-=α作用在轴上压力：N z F F Q 12412166sin 35.156422sin 210=︒⨯⨯⨯==α2．齿轮设计：第三章 轴系设计1.轴的结构、尺寸及强度设计.输入轴的设计计算:1、按扭矩初算轴径选用45号钢调质处理，硬度286~197HBS 。

查课本表12-2得，[]35Mpaτ= C=110。

mm n P C d 69.326.11777.211533=⨯=≥,考虑轴外伸端和联轴器用一个键连接，故将直径增放大5%，故取mm d 35=。

2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用套筒定位，右面用轴环轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以套筒和轴承肩定位，周向定位则用过盈配合，轴呈阶状，左轴承，齿轮套筒从左面装入，右轴承和联轴器依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度初选轴承： 型号：6010，其内径为50mm ，宽度为16mm. 取套筒长为5mm ，安装齿轮段长度比轮毂宽度长2mm外伸端直径mm d 351φ=，定位轴肩高度h ，一般取mmd h 1)1.0~07.0(=定位，mm d L 112~5.1）（=所以根据联轴器的选用，所以1L 的mm d 402φ=，长度mm L 601=，非定位轴肩高度一般取ch 2= c=2mm ，故综合考虑轴承的选用，故轴颈mm d d 50m m 482224073φφ取=⨯⨯+==，轴承宽度mm B 16=，所以mmL 165=，，根据齿轮的宽数mm b 602=，所以4L 段长比齿轮宽数短2mm ，故mm L 582604=-=，长度为小齿轮的宽度加上倒角，倒角起退刀槽作用，故取其长度为：mm d L6085283=+=+=分。

由于此段为非定位轴肩，综合考虑齿轮的制造，所以mm d 604=，5d 段为定位轴肩，所以mm d 705φ=，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，同时要使两齿轮正确啮合和传递效率最大化，故齿轮面到轴承面的距离mmL 286=，考虑套筒与轴承、轴的配合，即根据以上数据，套筒选用内孔mm 52φ，外圆mm 62φ，宽26mm 的套筒，所以mm d 626φ=。

由以上数据得出两轴承的跨距138=L 并且该轴两轴承对称，所以两轴承的I L 、∏L 值应相等，即mm L 138L I ==∏。

3.强度计算步骤计算及说明结果绘制轴的空间受力图从动齿轮上的外力偶矩从动齿轮上周向力、径向力支座力绘制弯矩图绘制扭矩图mNpT⋅=⨯=∏∏I I2301055.93η故作用在轴上的扭矩为mNTMt⋅==I I230NNdTFt255618.023022=⨯==I INNFFtr930364.0255620tan=⨯=︒⋅=NNFFFRRBA13602930255622222r2t=+=+===合绘出平面弯矩如下b图，其值为mNmNLRMAc⋅=⋅⨯=⨯=942138.013602绘制扭矩图，如下e图所示绘制当量弯矩图如下f所示由如下b图可知，危险截面处于点c，因此，必须对c截面进行验算，由于减速器连续单向运转，所以3.0=α，由此得到：MPaMPaMMMtcce97)(22=+=α[][]MPaMpabbecM55125601.0970001.0331=-≤=⨯=≥-σσσ，所以该轴是安全的，可知强度足够mNMt⋅=230NFt2556=NFr930=NRRBA1360==mNMc⋅=94MPaMe97=强度足够输出轴的设计计算:1、按扭矩初算轴径选用45号钢调质处理，硬度197～286HBS 。

查课本第表12-2取[]35Mpa τ= C=115。

根据课本第245页式14-2得：mm n P C d 2.2335388.211533=⨯=≥,故取d=25mm 。

2．键联接的选择及计算输入轴与带轮联接采用平键联接轴径mmd604=,mmL584=查手册表12-6得，选用A 型平键，得：键A 18×50 GB/T1095-1990键校核,取mm b L l 4216584=-=-=,m N T⋅=91.771h=10mm得[]MPa MPa hl d T PP 150~12537.12421060779104441=<=⨯⨯⨯==σσ，故键合适3、轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命 16×365×8=46720小时 已知n11=min ，轴承径向反力：NF r 930=初选轴承： 型号：6010，查课程设计指导书得N C r 22000= 查课表可以得到1==Y X ,所以NFY F X P Ar2290=+=查表12-9，12-10得f t =，f p =，得NN h P L nf fCtP r22000158196122900.1646720106.117601060311≤=⨯==⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⎪⎭⎫⎝⎛ε所以轴承： 型号：6010符合。