机械设计课程设计报告

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1、机械设计课程设计计算说明书机电学院系工业设计专业202班设计者：051320205李姝意指导教师：王体春完成日期：2015年06月19日学校：南京航空航天大学设计题目：一级闭式圆柱齿轮减速器圆目录一课程设计任务书.资料.1运动简图2原始数据3 工54 设5二传动方案的拟定及说明三相关计算及说明和计算结果1电动机的选择1.1选择电动机的类型1.2电动机的选择1.3确定电动机转速5作条件计任务6677782确定传动装置的总传动比和分配传动比92.1确定传动装置的总传动比和分配传动比92.2计算传动装置的运动和动力参数92.3运动和动力参数计算结果整理表113 V带传动设计113.1 确 定 计 算

2、 功 率 Pca113.2选取带的截型113.3 确定带的基准直径 D 和 D123.4验算带的速度v123.5确定带的中心距a和带的基准长度Ld123.6验算小带轮上的包角ai133.7确定带的根数z133.8确定带的张紧力F1403.9计算压轴力F1423.10 v带主要参数144齿轮的设计计算144.1材料的选择144.2参数选择144.3确定许用应力144.4计算齿轮的转矩144.5按齿面接触疲劳强度计算164.6按齿根弯曲疲劳强度计算164.7确定模数174.8计算齿轮的主要几何尺寸和基本参数174.9齿轮的结构设计185传动轴的设计185.1 轴的材料185.2按扭转矩估算最小直径

3、195.3轴的结构设计195.4危险截面的强度校核206键的设计246.1选择键的尺寸246.2校核键联接的强度257轴承的选择及寿命的计算257.1轴承的选择257.2 寿命的计算258箱体结构的设计268.1机体有足够的刚度268.2考虑到机体内零件的润滑，密封散热268.3机体结构有良好的工艺性268.4附件设计268.5减速器的机体结构尺寸289润滑密封设计3010联轴器设计3010.1类型选择3010.2载荷计算3010.3选取联轴器31四设计小结31参考资料31一、课程设计任务书1、运动简图：滚筒2、原始数据：运输带工作拉力：2600N输送带工作速度：1.1m/s滚筒直径：200m

4、m3、工作条件：轻微振动载荷室内成批单向传动；使用期限：长期使用轴承使用寿命：10000小时4、设计任务： ：装配图（含草图）；A0图纸、方格纸各一张三视图（参考P174图例）标题栏、明细表、技术要求尺寸标注（外形尺寸，安装、配合、特征尺寸） ：零件工作图2张（大齿轮、轴，A3图纸）； ：设计计算说明书1份；60008000字。说明书内容应包括：拟定机械系统方案，进行 机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计 算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴的计算、键的强度校核，联轴 器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。二、传动方案的拟定及说明合理的传动方案首先应满足工作机的性

5、能（例如传递功率、转速 及运动方式）的要求。另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。 工作场地、工作时间）相适应。同时还要求工作可靠，结构简单，尺 寸紧凑，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。合理安排和布置传动顺序是拟定传动方案中的另外一个重要环节。由题目所知传动机构类型为：一级闭式圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。三、相关计算及说明和计算结果计算及说明结果1电动机的选择1.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结 构，电压380V，Y型。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率门an =n1n22n3 n4n5 = 0.96

6、x 0.98 x 0.97 x 0.99 x 0.96 = 0.867 ； 根据机械设计课程设计P69表2-5查得：传动装置的总效率：n 1为V带的效率=0.96,n a = 0.867门22为深沟球轴承效率=0.992=0.98，叫为闭式齿轮传动效率=0.97，门4 为联轴器的效率=0.99 ,叫卷筒效率=0.96（包括其支承轴承效率的损失）。1.2电动机的选择负载功率：电动机功率P = FV /1000 = 2.6 x 103 x 1.1/1000 = 2.86kwp = 3.30kw折算到电动机的功率为:p = Pw = 2.86 = 3.30kwd 门 0.867a计算及说明结果1.3

7、确定电动机转速卷筒轴工作转速为：n = 60 * 10州=6x 1。x 1.1 加崩仙兀 D3.14 x 200根据机械设计课程设计P69表2-5,可选择V带传 动的传动比J24, 一级圆柱直齿轮减速器传动比 订=36，则总传动比合理范围为ia = 624，电动机转速的可选范围为na 二 ia x n 二（6 24 ） X 105.10 二 630.57 2522.29r/min。符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据机械设计课程设计P171表2-167,可供选择的 电机有三种：卷筒轴工作 转速为： n=105.10r/ min序号电动机型号同步 转速 /(r/m

8、 in)额定功率/kW满载 转 /(r/ min)堵转转 矩最大转 矩参考价格/元额定转 矩额定转 矩1Y160M1-875047202.02.011752Y132M1-6100049602.02.08233Y112M-41500414402.22.2541计算及说明结果综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传 动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，其主 要性能如上表。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比2.1确定传动装置的总传动比和分配传动比 减速器总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 m 土一 挡土一5n，可得传动装置总传动比为a n 105.10。 分配传动装置传

9、动比。x，i式中七 i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取匕二3,则减 速器传动比为i = ia气=13.70/3二4.57。2.2计算传动装置的运动和动力参数：各轴转速输入轴1轴：n = nm /i0 = 1440/3 二 480r/min 输出轴 II 轴：nn 二七 /i i =480/4.57=105.03r/min 卷筒轴III轴：nm = nn =105.03r/min电动机型号：Y112M-4电动机满载转速：n =1440r/min总传动比i =13.70带传动比i0 =3减速器传动比=4.57n =480r/minnn =105.03r/minn

10、广105.03r /min计算及说明结果p =3.17kwPn =3.04kwPffl =2.98kwP，=3.04kw Ip，=2.98kwP田，=2.86kwt =63.04NI -mTn =276.66N - mTffl =271.15N - m ：各轴功率各轴输入功率：I 轴：p = pdx气=3.30x0.96 = 3.17kWII 轴：Pn = P xn2x 气= 3.17 x 0.99 x 0.97 二 3.04kWIII轴： =匕 xn2xn4=3.04x0.99 x0.99 = 2.98kW 各轴输出功率：I轴：P，=匕=3.17x0.99x0.97 = 3.04kW11 轴

11、：彳= pffl =3.04x 0.99 x 0.99 = 2.98kWIII轴：Pffl，二Pffl xn5=2.98x0.96 = 2.86kW :各轴转矩电动机轴的输出转矩：pdTd =9550 nm =9550x3.30/1440=21.89N m 各轴输入转矩：I 轴： T = Td x i0 x 气=21.89 x 3 x 0.96=63.04N - mII 轴：Tn = t x i1 x 门2 x 门3 =63.04x4.57x0.99x 0.97= 276.66N mIII 轴： = Tn x叫 x 七=276.66 x0.99 x0.99=271.15 N - m计算及说明结

12、果计算及说明结果根据功率Pca=3。63kw, nm = 1440r/min,由机械设计选择A型基础P165图9-9选取V带型号为A型。3.3确定带的基准直径D和D 12根据V带截型，参考机械设计基础P163表9-3和P165带图9-9选取小带轮的基准直径d d , d =75mm，取d =80m1minmin1D =80mm。m大带轮基准直径 D = i0D (1 -e ) = 3x80x0.99 = 237.6mm ,取d =250m8=0.01,根据V带轮的基准直径系列表机械设计基础 P163 表 9-3 得，D =250mm。3.4验算带的速度vv =兀Dn /(60x 1000) =

13、 3.14x80x 1440/(60x 1000) = 6.03m/s在5-25m/s的范围内，带速合适。m3.5确定带的中心距a和带的基准长度LdV=6.03m由 0.7 (D + D ) a 2 (D + D ),1 2012得 231mm a0 2.36mm 1.4*6.31*104 虫 4.57 +1=76廊 *3 1.1*49124.57=56.72mm齿轮的模数为m =仕=m = 2.36mm 气 244.6按齿根弯曲疲劳强度计算由齿数气=24, % = 110，根据机械设计基础P117 表7-5,得复合齿形系数K = 4.24, y =3.97。复合齿 形系数与许用弯曲应力的比值

14、为：Y 4.24时= =0.01372, loJ309F1Y 3.97f =0.01364 loJ291F 2Y因为哎较大，故以此比值代入计算，得齿轮的模数为:Y = 4.24, 丫砰 2 = 3.97Y 4.24InF- 309F1 0.01372,Y 3.97KT 291F 20.01364计算及说明结果1 c, i KTY 1 1.4*6.31*1044.24 4 “m 1.261网 =1.2631= 1.56mm3 vdZ2 IoJF13 1.1*242*3094.7确定模数由上述计算结果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较 薄弱，故应以m2.36mm为准。根据机械设计基 础P104表7-

15、1，取标准模数m=2.5mm。4.8计算齿轮的主要几何尺寸和基本参数d = mz = 2.5 *24 = 60mmd = mz = 2.5*110 = 275mma= 土 = 6075 = 167.5mm22b = v d = 1.1*60 = 66mm故取 b =66mm,b =b +(210),取 b =70mm。2121m1.56mmm=2.5mm名称符号公式齿轮1齿轮2齿数zz24110分度圆直径dd = mz60275分度圆齿距PP=n m7.857.85齿顶高hah = h * m2.52.5齿根高h fh = (h* + c*)m fa3.1253.125齿顶圆直径d ad =

16、d + 2h65280齿根圆直径d fJ, = d - 2hf53.75268.75中心距aa=m (z + z)/2167.5齿宽bb =w d7066计算及说明结果4.9齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹 板式结构。大齿轮的有关尺寸计算尺寸如下：轴孔直径d=0 mm轮毂直径 D1 = 1.6d=1.6x60=96 mm轮毂长度L=b2=66mm轮缘厚度50 = (34) m =7.510mm取50 =10mm轮缘内径：d 2=da 2 -2h-2 5 0 =280-2 X 5.625-2 X 10=248.75 mm取 d =248mm 2腹板厚度 c=0.4b2=

17、0.4X 66=26.4 mm 取 c=26mm 腹板中心直径：D0 =0.5(D2 + D1 )=0.5 X (248+96) = 172mm腹板孔直径 d 0 =0.25( D2-D1)=0.25(248-96)=38mm取 d 0 =38mm齿轮倒角 n=0.5mn =0.5x2.5=1.25 mm取 n=1mm5传动轴的设计5.1轴的材料d=e 60 mmD1 =96 mm L=66mm5 0 = 10 mmD2 =248 mm c=26mmD0 =172mm d 0 =38mm n=1 mm选用45号钢，调制处理，硬度为217255HBS。计算及说明结果5.2按扭矩估算最小直径根据机

18、械设计基础P242表14-1得为3040Mpa,取 L=30Mpa。主动轴9.55*106P _ 9.55*106*3.17 _21 如心：0.2具 3 0.2*30*480 . 心I若考虑键 d =21.91*1.07=23.44mm,取 d =26mm。di 1从动轴,、955*106P,955*106*3.04&一 3 0.2L - *0.2*30*105.03 _ . 心 *n若考虑键 d =35.85*1.07=38.36mm,2ad =40mmo5.3轴的结构设计主动轴按照从右到左的顺序:第一段：与带轮连接，则轴应该增加0.07,得D =1d =26mmd =40mmd =26mm

19、L =63mmd =30mmL =50mmD =40mml =20mm26mm, L =63mm。第二段： D =30mm, L =50mm。第三段：选用轴承6208，则D =40mm, L =20mm。计算及说明结果第四段：其直径应小于轴承内圈外径，取D =48mm,l =20mmo第五段：为齿轮轴段，D =65mm,L =70mm。第六段：为轴承定位轴肩，D =48mm,L =21mm。第七段： D =40mm, L =18mm。从动轴按照从右到左的顺序：第一段：连接联轴器，有键，则D =40mm, L =82mm 1a1a第二段：D =46mm,L =60mm。第三段：选用轴承6210,

20、 D =50mm,L =43mm。第四段：连接大齿轮，D =60mm,L =64mm。第五段：轴向定位大齿轮，D =70mm,L =10mm。第六段：D =60mm,L =10mm。第七段：选用轴承6210, D =50mm,L =20mm。5.4危险截面的强度校核主动轴主动轴上的功率匕=3.17 kw,转矩r =63.1 N - mD =48mmL =20mmD =65mmL =70mmD =40mmL =18mmD =40mmL =82mmD =46mmL =60mmD =50mmL =43mmD =60mmL =64mmD =70mmL =10mmD =60mmL =10mmD =50m

21、mL =20mm转速气=480 r/min计算及说明结果计算齿轮受力：2T圆周力 F = *=2X6.31X10000/60=2103.33N径向力 F = F tan a 广 2103.33X tan 200 =765.55N轴向力F=0aL=119mm求支反力：水平支反力F 2103.33Fha= fb =芯=2=1051.67N垂直支反力FFva = Fvb = 2 =765.55/2=382.78NM 一 L- 一 一 一Mhc Fhb 2 1051.67x119/2=62574.37N mmLm vc = Fva 2 =382.78x119/2=22775.41N - mmLMvc

22、= Fvb 2 =382.78x 119/2=22775.41N mmm =M；c + M = J62574.372 + 22775.412 66 5 90.32N -mmM =Mhc + M 食=l62574.372 + 22775.412 66590.32N-mm主动轴：f =2103.33N tf =765.55NF =0 a水平支反力：Fha=Fhb= 1051.67N垂直支反力：fa =382.78NFvb =382.78N水平弯矩Mh =62574.37N - mm垂直面弯矩m vc =22775.41N - mmm=VC22775.41N - mm计算及说明结果合成弯矩N mmN

23、 mm轴传递的转矩:T=63100N mm当量弯矩N mm叫=66590.32m =7600.6emc =66590.32m e =7600.6T= Ftd 1/2=2103.33x 60/2=63100N mm_-rTTTrrTirlTnTTTTv_Tfhx该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应N mm力考虑，取a =0.6.M = vM2 + (aT)2 = -66590.322 + (0.6 x 63100)2 = 76 00.6 eN mmM = ：M 2 + (a T )2 =66590.322 + (0.6 x 63100)2 =7600.6eN mmd =1JU006p.i

24、x q = 30.ix 60 =35.60mm计算及说明结果考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d 37.38mm而该危险截面的轴径为48mm，符合要求。从动轴圆周力f =2007.3N径向力f= 730.6NL=127mm水平支反力FA = FB = 1003.65N垂直支反力f = 365.3Nf = 365.3NVBm = 63731.775N mmHCmvc=23196.55N mm肱昭=23196.55N mmm = 67822N - mmCT=276000N mm危险截面的轴 径，符合要求。 圆周力f =2007.3N 径向力f= 730.6N L=127mm水平支反力FA = FB

25、 =1003 .65N垂直支反力 f = 365.3N VAf =365.3NVBm = 63731.7 HC75N - mm mvc =23196.55 N - mmMC =23196.55 N - mm计算及说明结果 5-rnrrnTf 1irnrriT_ 88箱盖壁厚b1b i = 0.02a + 3 88箱盖凸缘厚度bib = 1.5b1112箱座凸缘厚度bb = 1.5b12箱座底凸缘厚 度b2b = 2.5b220地脚螺钉直径d fd = 0.036a + 12 fM18地脚螺钉数目n查机械设计课程设表34轴承芳联接螺栓直径did 1 = 0.72dfM14机盖与机座联接螺栓直径d

26、2d2二(0.50.6)dfM12轴承端盖螺钉直径d3d3 = (0.40.5) df10视孔盖螺钉直 径d4d4 = (0.30.4) df8定位销直径dd = (0.70.8) d28df , d , d 至/12外机壁距离C1查机械设计课程设计表1-10182022df, d2至凸缘 边缘距离C 2查机械课程设计指导书表1 -101616夕1、机壁至轴承座端面距离l111 = C + C 2 + (812)50大齿轮顶圆与 内机壁距离AiA i 1.2 b14齿轮端面与内机壁距离A2A 2 b20机盖，机座肋 厚m , mm r 0.85b , m 0.85bm1 r 6 m r 7轴承

27、端盖外径D2d2 = d + (55.5) d3120 (1 轴)124 (2轴)轴承芳联结螺栓距离SS r d2100 (1 轴)100 (2轴)计算及说明结果9 润滑密封设计对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的， 且传速较低，所以其速度0.8m/sv12m/s,采用浸 油润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装 至规定高度.油的深度为H + h :H=40mm , h=10mm所以 H + h =40+10=50mm其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸 缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应 为，密封的表面要经

28、过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大并均匀布置， 保证部分面处的密封性。10 联轴器设计10.1类型选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑 装拆方便及经济问题，为了隔离振动和冲击，选用弹性 套柱销联轴器10.2载荷计算计算及说明结果计算转矩孔衣二，查机械设计基础附表2,考虑到 转矩变化很小，故取K = 1.5，则：T = K?= 1.5 x 276.67 = 415.01N -10.3选取联轴器按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表8-5,选取TL7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm，半联轴器的孔径d = 40mm，半联轴器长度L=112m

29、m，半联轴器与轴配 合的孔长度L广84 mm。选取TL7型弹性套柱销联轴器I、设计小结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，通过课程设计一级 减速器，让我们更为系统地认识了解了机械设计的全过程，增强了我 对机械行业的深入了解。通过借鉴前人的经验，和查阅设计手册，从 全局考虑设计很重要。课程设计的优点：可以让我们提前了解设计的 全过程，及及时了解我们的不足，可以及时改进。同时，也要感谢老师和同学的帮助，帮我走出了许多误区。参考资料1机械设计基础/李继庆，李育锡主编 编号ISBN978-7-04-017915-6高等教育出版社2010年12月第8次印刷。机械设计基础课程设计指导书/陈立德主编 编号ISBN978-7-04-037019-5高等教育出版社 2013年7月第1次印刷。3机械设计课程设计/朱如鹏，郭学陶主编编号ISBN 7-80046-934-4 航空工业出版社1995年12月第1次印刷。机械设计基础/岳大鑫，王忠主编 编号ISBN 978-7-5606-1963-7西安电子科技大学出版社2011年9月第2次印刷。5AutoCAD 2006应用教程/刘苏，陈旭玲编 编号ISBN978-7-03-017637-0科学出版社 2013年1月第12次印刷。