机械设计课设说明书集团标准化工作小组 [Q8QX9QT-X8QQB8Q8-NQ8QJ8-M8QMN]机械设计课程设计说明书系别：专业班级：姓名：学号：指导教师：日期：目录第1章设计任务书设计背景一级直齿圆柱减速器；拉力F=2300N，速度v=s，直径D=300mm；每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天；配备有三相交流电源，电压380/220V。
设计步骤1.传动装置总体设计方案2.原动机的选择3.传动装置的确定4.计算运动和动力参数5.普通V带设计计算6.减速器内部传动设计计算7.轴的设计及校核计算9.键联接设计计算10.联轴器及其他标准件的选择11.减速器的润滑及密封12.减速器箱体及附件设计第2章传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。
该方案的优缺点由于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。
一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。
第3章选择原动机原动机类型的选择按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y 型。
确定传动装置的效率查表得：联轴器的效率：η1=滚动轴承的效率：η2=V带的效率：ηv=闭式圆柱齿轮的效率：η3=工作机的效率：ηw=ηη=η1×η23×η3×ηη×ηη=0.877选择原动机容量工作机所需功率为ηη=η×η1000=2300×1.21000=2.76ηη电动机所需额定功率:ηη=ηηηη=2.760.877=3.15ηη工作转速：ηη=60×1000×ηη×η=60×1000×1.2η×300=76.43ηηη经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～20。
可选择的电动机转速范围为nd= (6～20)×=459--1529r/min。
额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。
确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ηη=ηηηη=96076.43=12.561（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：iv=3减速器传动比为i1=第4章计算运动和动力参数电动机输出参数η0=3.15ηηn=960r/minη0=9550000×η0η0=9550000×3.15960=31335.94η?ηη高速轴的参数ηⅠ=η0×ηη=3.15×0.96=3.02ηηn 1=320r/minT1=90128N*mm低速轴的参数ηⅡ=ηⅠ×η2×η3=3.02×0.99×0.98=2.93ηηN 2=minT2=9550000*=工作机的参数ηⅢ=ηⅡ×η1×η2×η2×ηη=2.93×0.99×0.99×0.99×0.97 =2.76ηηn 3=n 2=minT3=9550000*=375684N*mm各轴转速、功率和转矩列于下表第5章普通V带设计计算（1）求计算功率Pc查表13-9得KA=，故ηη=ηη×η=1.1×3.15=3.465ηη（2）选V带型号根据Pc=、n1=960r/min，选用A型。
（3）验算带速vη=η×ηη1×η60×1000=η×100×96060×1000=5.02ηη−1带速在5～30m/s范围内，合适。
（4）求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距η0=1.5×(η1+η2)=1.5×(100+280)=570ηη。
取η0=570ηη，符合0.7×(η1+η2)<η0<2×(η1+η2)由式（13-2）得带长ηη0=2×η0+η2×(η1+η2)+(η2−η1)24×η0=2×570+η2×(100+280)+(280−100)24×570≈1751ηη由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm。
再由式（13-15）计算实际中心距η≈η0+ηη−ηη02=570+1750−17512≈570ηη（5）验算小带轮的包角α1η1≈180°−(ηη2−ηη1)×57.3°η≈180°−(280−100)×57.3°570=161.91°>120°合适。
（6）求V带根数z由式（13-14）得η=ηη(η0+△η0)×ηη×ηη今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得η0=0.96ηη由式（13-8）得传动比η=η2η1×(1−η)=280100×(1−0.02)=2.86查表13-6得△η0=0.112ηη由α1=°查表13-8得Kα=，表13-2得KL=1，由此可得η=3.465(0.96+0.112)×0.954×1=3.39取4根（7）.带轮结构设计带宽η=(η−1)×η+2×η=63ηη第6章减速器内部传动设计计算（1）选择材料及确定许用应力小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa ，σFE1=595MPa （表11-1）大齿轮选用ZG35SiMn （调质），齿面硬度241～269HBS ，σHlim2=615MPa ，σFE2=510由表11-5，取SH=，SF=，则[ηη]1=ηηηηη1ηη=7201.1=654.55ηηη [ηη]2=ηηηηη2ηη=6151.1=559.09ηηη [ηη]1=ηηηηη1ηη=5951.25=476ηηη [ηη]2=ηηηηη2ηη=5101.25=408ηηη （2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造。
区载荷系数K=（表11-3），齿宽系数φd=1（表11-6），取ZE=^（表11-4），u=i=则η1≥2.32×√η×η1ηη×η+1η×(ηη[ηη])23=2.32×√1.3×89526.621×4.22+14.22×(189.8559.09)23=59.2ηη 齿数取Z1=27，则Z2=i ×Z1=×27=115。
故实际传动比η=11527=4.259 模数η=η1η1=59.227=2.19ηη齿宽η=ηη×η1=59.2ηη取b1=65mm b2=60mm按表4-1取m=，实际的η1=η1×η=27×2.5=68ηηη2=η2×η=115×2.5=287.5ηη则中心距η=(η1+η2)×η2=(27+115)×2.52=178ηη（2）验算轮齿弯曲强度齿形系数查表ηηη1=2.57，ηηη2=2.13，ηηη1=1.6，ηηη2=1.848ηη1=2×η×η1×ηηη1×ηηη1η2×η1×η=93.838ηηη<[ηη]1=476ηηηηη2=ηη1×ηηη2×ηηη2ηηη1×ηηη1=89.827ηηη<[ηη]2=408ηηη（3）齿轮的圆周速度η=η×η1×η60×1000=η×68×322.1560×1000=1.15可知选用8级精度是合适的。
齿轮参数和几何尺寸总结第7章轴的设计及校核计算高速轴设计计算(1)已经确定的运动学和动力学参数转速n=320r/min；功率P=；轴所传递的转矩T=90128Nmm(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
η≥η0×√ηη3=112×√3.02 322.153=23.62ηη由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%ηηηη=(1+0.05)×23.62=24.8ηη查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25(4)确定各轴段的直径和长度。
图7-1 高速轴示意图1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l1长度略小于大带轮轮毂长度L，取l1=48mm。
选用普通平键，A型键，b×h = 8×7mm(GB/T 1096-2003)，键长L=36mm。
2)初步选择滚动轴承。
因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据d2 = 30 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B = 35×72×17mm，故d3 = d7 = 35 mm，取挡油环的宽度为12，则l3 = l78 = 17+12= 29 mm。
轴承采用挡油环进行轴向定位。
由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = mm，因此，取d4 = d6 = 40 mm。
3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。
所以l5= 65 mm，d 5= 72 mm4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则η23=η+η1+η2+ηη+η+5+η−η−η=8+22+20+2+12+5+24−17−10=66ηη 5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1 =10 mm。
考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ = 10 mm，挡油环宽度s1=12mm，则η45=η67=η+η1−η1=10+10−12=8ηη至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。