东南大学课程设计报告机械设计基础02608126 甄栋华指导教师：李集仁2010年6月9日目录一、工作要求 (2)二、原动机选择 (3)三、传动比分配 (4)四、各轴转速和转矩计算 (5)五、传动零件设计计算 (6)1. 带传动的设计及校核 (6)2. 变速箱齿轮设计及校核 (7)3. 链传动设计及校核 (8)4. 最终实际传动比 (9)六、轴的设计计算及校核 (10)1. 计算轴的最小直径 (10)2. 轴的结构设计 (10)3. 确定输入轴的各段直径和长度 (17)七、轴承的选择及计算 (17)八、键的选择和计算 (17)九、联轴器的选择 (20)十、减数器的润滑方式和密封类型的选择 (21)十一、参考资料 (21)一、工作要求运输带传递的有效圆周力F=4000N，输送速度V=0.75m/s，运输带滚筒直径D=300mm。

原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击，工作时间为10年，每年300天计，单班8小时工作。

总体设计示意图所下：根据以上参数及要求设计其中的单级齿轮减速器。

二、原动机选择工作机功率W FVP w 30001000==工作机转速min /746.4760r dV n w ==π各传动部件效率η带=0.95； η轴承=0.985； η齿轮=0.97； η链=0.96； η滚筒=0.96； η联轴器=0.99； η总=0.8243电动机功率W P P Wo 7.37333=⋅⋅⋅⋅⋅=滚筒联轴器链齿轮轴承带ηηηηηη 选择电动机型号为Y132M1-6，具体参数：额定功率P o =4kW ；满载转速n o =960r/min 。

三、传动比分配各级传动比i带=2.5i齿轮=4i链=2.01总传动比总带齿轮链工作机实际转速总转速误差满足允许的误差要求。

四、各轴转速和转矩计算各轴功率 W P 7.37330=3493.8W 01=⋅⋅=带轴承ηηP P 3338.2W 12=⋅⋅=齿轮轴承ηηP P3256.6W 23=⋅⋅=链轴承ηηP P3000W 3w =⋅⋅=滚筒联轴器ηηP P各轴转速确定 n 0=960r/minn 1=384r/min n 2=96r/minn 3=48r/min根据nPT 9550=计算各轴的转矩mm N n P T ⋅⨯==4001071.39550T1=8.69×104N ·mmT2=3.32×105N ·mmT3=6.48×105N ·mmmm N n P T www ⋅⨯==51000.69550五、传动零件设计计算1.带传动的设计及校核1.1 计算功率 工况系数K A =1(表13-8)1.2 选取普通V 带根据P c 和n o 根据表13-15可用A 型带，小带轮直径为112mm ～140mm ，考虑带速,现取d 1=130mm带1.3 实际传动比带1.4 带速s m nd v /53.660000=⋅⋅=π符合要求。

1.5 中心距 初步选取a 0实际取值为650mm 。

查表13-2，基准长度L d =2500，实际中心距为1.6 小带轮包角符合要求。

1.7 V 带根数计算由n 1、d 1查表13-3得到P 0=1.4kW 由i 查表13-5得到ΔP 0=0.11kW 由 查表13-7，K α=0.97 由L d 查表13-3，K L =1.09则应取3根。

1.8 轴上压力查表13-1，A 型带q =0.1kg/m ，单根V 带的初拉力N qv k zvP F c 43.15415.250020=+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛-=α 作用在轴上的压力N zF F Q 33.9202sin210==α2. 变速箱齿轮设计及校核2.1 材料选择齿轮均采用45钢表面淬火处理，硬度40～50HBS ， ， ；查表11-5知安全系数S H =1.3，S F =1.52.2 由齿面接触强度计算尺寸精度暂取为9级，根据表11-3载荷系数K =1.2 许用应力MPa S HHH 92.876][==σσMPa S FFF 460][==σσ查表11-4，Z E =188；对于标准齿轮Z H =2.5小齿轮直径d 1≥43.967根据表4-1选取模数m =2.5 选取齿数为实际传动比实际齿轮直径中心距＋查表11-6，齿宽系数 =0.82.3 校核齿轮弯曲强度由图11-8和11-9得到齿型系数Y Fa1=2.8；Y Sa1=1.58Y Fa2=2.25；Y Sa2=1.77齿面危险截面弯曲应力MPa Z bm Y Y KT Sa Fa F 2682121111==σ<MPa F 460][=σMPa Z bm Y Y KT Sa Fa F 2412122222==σ<MPa F 460][=σ2.4 齿轮圆周速度1.01m/s <2m/s用9级精度设计制造是合适的。

3. 链传动设计及校核 3.1 链轮齿数传动比为2 ，由表13-12选取z 1=27，3.69z 12==链i z取z 2=69，实际传动比56.212==z z i 误差在允许范围内。

3.2 链条节数取中心距a 0=40p节134)2(222110210≈-+++=πz z a p z z p a L p3.3计算功率由表13-15查得工况系数K A =1.0得到计算功率P c =K A ·P=3.34kW3.4 链条选取由n 1和P o 查图13-33得648.11908.11=⎪⎭⎫ ⎝⎛=Z K z单根链条K m =1查图13-33在该工作点处应选取链型号为12A ，节距p =19.05mm 。

3.5 中心距a=a 0=40p=762mm3.6 链条速度s m np z v /05.160000=⋅⋅=符合速度要求，无须验算静力强度。

3.7 轴上压力确定N vP F F cQ 381710002.12.1=⨯⨯== 3.8 链轮尺寸 分度圆直径mm z p d 9.50180sin111=︒=mmd i d 3.13012=⋅=4. 最终实际传动比 总传动比总 带 齿轮 链工作机实际转速总满足允许的误差要求。

六、轴的设计计算及校核1. 计算轴的最小直径 查表11.3,取:110=cI 轴:mm n P c d in 4.232.458416.4110313111Im =⎪⎭⎫⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= II 轴:mm nP c d inI 8.414.76198.4110313122Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅=III 轴:mm n P c d inII 4.414.76073.4110313133Im =⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⋅= 考虑有键槽,将直径增大%5()mm d 89.43%518.41min =+⨯=.2. 轴的结构设计 选材45钢,调质处理.由表11.1,查得MPaMPa MPa MPas b 355155,64027511====--δτδδ. 由表11.4查得[]MPa b 601=-δT2=mm N T ⋅=5249172.联轴器的计算转矩 2T K A ca ⋅=τ由表10.1,查得 3.1 A KTca=1.3*322000=418600按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查《机械课程设计简明手册》表7-16,选择弹性柱销联轴器,型号为: HL3 型联轴器 公称转矩为:630N.m 半联轴器I 的孔径:d1=35mm 半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度为:L 1=60mm. 2.1 轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位. 2.2确定轴各段直径和长度将估算轴d=35mm 作为外伸端直径d1与联轴器相配， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=4 5mm ，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm 。

齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故取轴环直径d5=56mm. 确定轴各段直径和长度Ⅰ段：d1=35mm 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故段的长度应比略短长度取L1=58mmII 段:d2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.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20mm ，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50mm ， L2=50+20=70mm取齿轮距箱体内壁距离为:mm a 10=.III 段直径d3=45mm L3=19+a+45-43=31mmⅣ段直径d4=50mm, 已知齿轮轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取： L4=43mmⅤ段直径d5=52mm. 长度L5=10mm VI 段长度与轴承宽相同，即L6=19mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. 2.3 轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接按mm d V IV 72=-查手册53P 表4-1,得:平键截面1220⨯=⨯h b ,键槽用键槽铣刀加工,长为:mm 63.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;67n H ,半联轴器与轴的联接,选用平键为:70914⨯⨯=⨯⨯l h b ,半联轴器与轴的配合为:67k H .滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:6m .2.4 确定轴上圆角和倒角尺寸,参照课本228P 表11.2,取轴端倒角为: 456.1⨯,各轴肩处圆角半径:II I -段左端取6.1R ,其余取2R ,VII VI -处轴肩定位轴承,轴承圆角半径应大于过渡圆角半径,由手册0.2=as r ,故取VII VI -段为6.1R . 2.5 求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,查手册75P 表6-7,轴承30211型,取21=a 因此,作为简支梁的轴的支撑跨距1324932+=+L L ,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面. 2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度.2.6.1 作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为m N T mm d ⋅==917.524,985.34122，N d T F t 3070222==N F F nt r 1137cos tan =⋅=βα N F F t a 582tan =⋅=β.2.6.2 求作用于轴上的支反力 水平面内支反力(),.3070494747,221⎪⎩⎪⎨⎧=+=⨯=+N F R F F R R t H t t H H .1487,158321N R N R H H == 垂直面内支反力.995182,1137,04996,02121⎪⎪⎩⎪⎪⎨⎧⋅=⋅===+⨯-⨯=+-mm N d F M N F M F R R R R a ar a r v v r v .1587,45021N R N R v v =-=2.6.3 作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩..20961,78557,73608212223232mm N M M M mm N l R M N l l l l F M a v v v v t H ⋅-=-=⋅===+⋅⋅=由22v H M M M +=计算总弯矩().1076547855773608,765342096173608222221mm N M mm N M ⋅=+=⋅=-+=2.6.4 作出扭矩图mm N T ⋅=⨯=2.3149505249176.02α.2.6.5 作出计算弯矩图mmN M mmN M M ca ca ⋅=+=⋅==3328402.3149501076547653422211.2.6.6 校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.[]b caca WM 1-≤=δδ, 由表11.5()dt d bt d W 23223--=π, 由表4-1,取5.7=t ,计算得:7.29488=W ,得[],603.117.294883328401MPa MPa b ca =<==-δδ故安全.2.7 精确校核轴的疲劳强度 校核该轴截面IV 左右两侧.2.7.1 截面IV 右侧:由课本233P 表11.5,得: 抗弯截面模量3335.16637551.01.0mm d W =⨯==,抗扭截面模量33333275552.02.0mm d W T =⨯==,截面IV 右侧的弯矩mm N M ⋅=-⨯=87413493649332840, 截面IV 世上的扭矩mm N T ⋅=5249172,截面上的弯曲应力MPa W M b 25.55.1663787413===δ,截面上行的扭转切应力MPa W T T T 78.15332755249172===τ. 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数δα及τα, 由图1.15,查得:,09.15560,036.0550.2====d D d r 得:.31.1,0.2==τδαα由图1.16,查得:材料的敏性系数为:,85.0,82.0==τδαq 故有效应力集中系数为:()()()()26.1131.185.0111,82.110.282.0111=-⨯+=-+==-⨯+=-+=τττδδδααq k q k由图1.17,取:尺寸系数68.0=δε;扭转尺寸系数:82.0=τε. 按磨削加工,由图1.19,取表面状态系数:92.0==τδββ. 轴未经表面强化处理,即:1=q β.计算综合系数值为:62.11176.211=-+==-+=ττττδδδδβεβεk K k K .取材料特性系数:05.0,1.0==τδϕϕ. 计算安全系数ca S : 由式,得98.181=⋅+⋅=-mK S δϕδδδαδδ,76.111=⋅+⋅=-mK S τϕττταττ.由表11.6,取疲劳强度的许用安全系数:5.1=S .5.11.1576.1198.1876.1198.182222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ故可知其安全.2.7.2 截面IV 左侧 抗弯截面模量33321600601.01.0mm d W =⨯=⨯=.抗扭截面模量33343200602.02.0mm d W T =⨯==.弯矩及弯曲应力MPa W M mm N M b 05.42160087413,87413===⋅=δ, 扭矩及扭转切应力MPa W T mm N T T 15.1243200524917,52491722===⋅=ττ, 过盈配合处的δδεk 值:16.3=δδεk ,由δδττεεk k ⨯=8.0,得:53.2=ττεk .轴按磨削加工,由图1.19,取表面状态系数为:92.0==τδββ. 故得综合系数25.3192.0116.311=-+=-+=δδδδβεk K , 62.2192.0153.211=-+=-+=ττττβεk K . 所以在截面IV 右侧的安全系数89.2001.005.425.32751=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S δϕδδδαδδ,22.16215.1205.0215.1262.21551=⨯+⨯=⋅+⋅=-m K S τϕττταττ.5.181.1222.1689.2022.1689.202222=>>=+⨯=+⋅=S S S S S S ca τδτδ.故该轴在截面右侧的强度也是足够的.3. 确定输入轴的各段直径和长度(略)七、轴承的选择及计算一、从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命 L'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209,查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,查[2]表10.1可知极限转速9000r/min已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N (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=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N (5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1624N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h ∴预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN, [2]表10.1可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N (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=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P264表（14-12）取f P=1.5根据课本P264（14-7）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N (5)轴承寿命计算∵P1=P2 故取P=1693.5N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264（14-5）式得LH=106(ftCr/P)ε/60n=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h∴预期寿命足够八、键的选择和计算1.输入轴：键8×6T GB 20031090-，A 型.2.大齿轮：键14×9 T GB 20031090-，A 型.3.输出轴：键10×8 T GB 20031090-，A 型.查表3.1， []MPa P 120100-=δ,式3.1得强度条件:[]b L l dhl TP -=≤,4δ.校核键1：()[]P MPa dhl Tδδ<=-⨯⨯⨯==13.7583672592033440;键2：()[]P MPa dhl Tδδ<=-⨯⨯⨯==70.7018631160524917440;键3：()[]P MPa dhl Tδδ<=-⨯⨯⨯==81.891470945509274440.所有键均符合要求。