机械设计课设说明书

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1、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11.1 设计背景11.2 设计步骤1第2 章传动装置总体设计方案12.1 传动方案12.2 该方案的优缺点1第3 章选择原动机23.1 原动机类型的选择23.2 确定传动装置的效率23.3 选择原动机容量23.4 确定传动装置的总传动比和分配传动比3第4 章计算运动和动力参数34.1 电动机输出参数34.2 高速轴的参数34.3 低速轴的参数44.4 工作机的参数4第5章普通V带设计计算4第 6 章减速器内部传动设计计算66.1 齿轮参数和几何尺寸总结7第 7 章轴的设计及校核计算77.1 高速轴设计计算7

2、7.2 低速轴设计计算97.3 高速轴上的轴承校核错误!未定义书签。7.4 低速轴上的轴承校核17第 8 章键联接设计计算178.1 高速轴与大带轮键连接校核178.2 低速轴与大齿轮键连接校核188.3 低速轴与联轴器键连接校核18第 9 章联轴器的选择189.1 低速轴上联轴器18第 10 章 减速器的密封与润滑1910.1 减速器的密封1910.2 齿轮的润滑1910.3 轴承的润滑19第 11 章 减速器附件1911.1 油面指示器1911.2 通气器1911.3 放油孔及放油螺塞2011.4 窥视孔和视孔盖 201.5 定位销2011.6 启盖螺钉2111.7 螺栓及螺钉21第 12

3、 章 减速器箱体主要结构尺寸21第 13 章 设计小结22参考文献22第 1 章 设计任务书1.1 设计背景一级直齿圆柱减速器；拉力 F=2300N,速度 v=1.2m/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。1.2 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

4、体及附件设计第 2 章 传动装置总体设计方案2.1 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2.2 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3.1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。3.2确定传动装置的效率查表得：联轴器的效

5、率：n 1=0.99滚动轴承的效率：n 2=0.99V带的效率：nv=0.96闭式圆柱齿轮的效率：n 3=0.98工作机的效率：nw=0.97 Q = ?71. X X 1/3 x X = 0.8773.3选择原动机容量工作机所需功率为=2.76kWFx r 2300 x 1.21000 = 1000电动机所需额定功率:%2.7(30.877=3.15kW工作转速:60 X 1000 X r 60 x 1000 x 1.2=7(i.43rpm经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：24, 一级圆柱齿轮传动比范围 为：35,因此理论传动比范围为：620。可选择的电动机转速范围为nd= （

6、620） X 76.43=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。万案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M1-847507202Y132M1-6410009603Y112M-44150014404Y112M-24300028903-4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：96076.

7、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=4.561第4章 计算运动和动力参数4.1电动机输出参数Pu = 3A5kWn=960r/min3.15Tn= 955DODO X =955U0D0 X = 31335.94/V机科9604.2高速轴的参数凡-/, ? k - Z 二认沁一f是注n 1=320r/minT1=90128N*mm4.3低速轴的参数心-1; 、：、j ：；- :一 .：(/ 乂 a 淄一二曲;N 2=70.16r/minT2=9550000*2.9孑70.16=398824N.mm4.4工作机的参数/7/; = 八 /:、工

8、?片=上如 、丄旳 ： 閃 、& H ZZ V/n 3=n 2=70.16r/minT3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速 n/(r/min)功率P/kW转矩T/(Nmm)电机轴9603.1531335.9高速轴3203.0290128低速轴70.162.93398824工作机70.162.76375864第5章 普通V带设计计算（1）求计算功率Pc查表13-9得KA=1.1，故Pf = X P = 1.1 X 3.15 = 3Ah5kW（2）选V带型号根据 Pc=3.465kW、n1=960r/min,选用 A 型。（3）验算带

9、速vJTX X n TrxlOOxyftOV = 60 X 1000 =60 X 1000= 5O2m带速在530m/s范围内，合适。（4）求V带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距小：一上- （d： +- /. :；、（沏 + 匕絢-:门皿,取閔=5?伽符合（k X （询扌必）a（f 2 X （由十厠-.、(?/):、- =;3合适。（6）求V带根数z由式（13-14）得飞4曲就K. n %今 n1=960r/min, d1=100，查表 13-4 得Po = 0,96fcW由式（13-8 ）得传动比=2di x (1 -f) 100 x (1 - 0.02) 查表13-6得乙儿-整11-由

10、 a 1=161.91 查表 13-8 得 K a =0.954，表 13-2 得 KL=1,由此可得3.465=3 39(0.96 + 0.112) X 0.954 x 1取4根带型AV带中心距570mm带的根数4包角161.91带速5.02m/s带长1750mm（7）带轮结构设计B = (z-l)xe + 2x/：= 63mm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241286HBS，相应的疲劳强度取均值，。Hlim1=720MPa,o FE1=595MPa （表 11-1）大齿轮选用 ZG35SiMn（调质），齿面硬度 241

11、 269HBS,。Hlim2=615MPa,。FE2=510由表 11-5，取 SH=1.1, SF=1.25，则hz =aHlitnZ=615i.T叶伽251G=卡厂=T25= 40BMg（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=1.3 （表11-3），齿宽系数d=1 （表11-6），取ZE=189.8MPaA0.5 （表 11-4），u=i=4.22 则-应.加:,由鼻2. 3齿数取Z1=27，则Z2=iXZ1=4.25X27=115。故实际传动比1.15i =万=4-259模数dl 59.2m 一 - 2.1mm2 -27齿宽d = x d! - 59.2mm取 b1=

12、65mmb2=60mm按表4-1取m=2.5mm,实际的 d=Zy x m = 27 x 2.5 = 6fimTn= z； X m = 115 X 2.5 = 287.5mm 则中心距(乞 + z2) x ?71(27 + 115) x 2.5.、=178 mm(2) 验算轮齿弯曲强度齿形系数查表!心-H- 3 1. 儿訂-丄* /;j - 1、沁2 XK XT X YP& X F血 l7FL =rL=CTf 1 = 476AfPox x m1yptti x Ksfl25 二 crn X - 8.H27Ma (tf|2 - 4U0AfPaX rSal(3) 齿轮的圆周速度HXdyXn 71 X

13、 6K x 322.15i?二二i n 60 x 1000 -60 X 1000 可知选用8级精度是合适的。6.1齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn2.52.5法面压力角a n2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25齿数z27115齿顶咼ha2.52.5齿根高hf335分度圆直径d68288齿顶圆直径da73292齿根圆直径df62280齿宽B6560中心距a178178第7章 轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算已经确定的运动学和动力学参数转速n=320r/min；功率P=3.02kW；轴所传递的转矩T=90128Nmm轴的材料

14、选择并确定许用弯曲应力(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。$ QV I- - /J|.1 - .=37.78由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7% djjtin = (1 + D.07) X 37.78 = 40.42mm查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42(4) 确定各轴段的长度和直径。图7-3低速轴示意图La1L b1c1) 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di,为了使所选的轴直径di与联轴 器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tea = KAXT,查表，考虑载荷变

15、 动微小，故取KA = 1.3,则:按照联轴器转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂 孔长度为 112mm。选用普通平键，A 型，bXh = 12X8mm(GB T 1096-2003),键长 L=90mm。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d23 = 47 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为dXD X B = 50X90X20mm,故 d34 = d67 = 50 mm。3) 取安装齿轮处的轴段的直径d45 = 55 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。 已知大齿轮轮毂的

16、宽度为B = 60 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145 = 58 mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h = (23)R，由轴径d45 = 55 mm故取h = 5 mm , 则轴环处的直径d56 = 65 mm。轴环宽度b三1.4h，取156 = 8 mm。4) 轴承端盖厚度e=12，垫片厚度At=2,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm, C2=20mm,箱座壁厚6 =8mm,则=占 + 冨1 + C2-Ff + c + 5 + /f-/?-4 = H-K22 + 20 + 2 + 12 + 5

17、 + 24 - 20 - 10 =63 mm5）取大齿轮距箱体内壁之距离A2 = 12.5 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A,取A = 10 mm,已知滚动轴承的宽度B = 20 mm,贝V/34 = /?十 0 十 /13 + 2 = 20 + 10 4- 12.5 十 2 = 44.5 mm丘 + 2 - 6 = 20 -I- 10 4- 12.5 - 8 = 34.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径424750556550长度1106344.558834.5（5）轴的受力分析大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直

18、径）Ft2=2549.829N大齿轮所受的径向力Fr| = Ft X tana = 2549.829 X tan20* = 928 062/V轴承压力中心到齿轮支点距离I1=63.5mm,齿轮中点到轴承压力中心距离I2=63.5mm, 轴承压力中心到第一段轴支点距离I3=128mm计算支承反力在水平面上为Ft2 x l2 928.062 x 635皿 JR广飞订能厂皿皿“FNH2 = Ft2 - F旳=928.062 - (464.03) = 464.032/V在垂直平面上为Ft2 X l263.5饰=E厂 49-829 X 63/-金广 1274.91FjW2 = F村-= 2549 829

19、 - 1274.91 = 1274919Ar轴承1的总支承反力为屉=J川;.= &冈.亦 + Q怒.A = 1356.渤轴承2的总支承反力为二 J冬 + F鉅=心亠估 + 1274. 919)2 = 1356. 74A1）画弯矩图弯矩图如图所示在水平面上，a-a剖面右侧为Mqh Frri X fi = 464.03 X= 29465.9JV-mma-a剖面左侧为M屁” -F曲$ X /s = 464.032 X 63.5JVmm 29466,03/Vmm在垂直平面上,a-a剖面憾应=-F耐i X = 1274.91 X 63.5Af mm =- 80956.78?mm合成弯矩，a-a剖面左侧为

20、匕二；壮弋 = J（f阴欢-（-总號用分和二代、a-a剖面右侧为.：；-、卞心 .hj =+ （-匍）t .沁-丸ipm脸:2）转矩Ta=398824N*mm图7-4低速轴受力及弯矩图校核轴的强度因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面 其抗弯截面系数为TT x d3 n XW 三一=16325.55 m?n83抗扭截面系数为WT =最大弯曲应力为Mc =匚2呂MPctW剪切应力为T:=1L23MPU按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合 系数a =0.6，则当量应力为门,=J ；* .X （ -7 X：）卞=1 /.查表得45钢调质处理,

21、抗拉强度极限。B=650MPa,则轴的许用弯曲应力。-1b=60MPa, ocao-1b，所以强度满足要求。（6）精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面截面A、II、III、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中 均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、 II、III、B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面W和V处过盈配合引起的应力集中最 严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W相近, 但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但 应力集中不大（过盈配合

22、及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截 面C也不必校核。截面和显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而 该轴只需校核截面W左右两侧即可。2）截面W左侧抗弯截面系数W = 0.1 x d3 二 0.1 X 55? = 16637.mm3抗扭截面系数WT = 0.2 xd3 = 0.2 X 553 = 33275mm3截面W左侧的弯矩63.5-29M = H6152.46 X - = 46807.24/V-?nm63-5截面上的扭矩截面上的弯曲应力46807.24= 2.tlMPu截面上的扭转切应力T 366537.86轴的材料为45钢调质。由表查得：一：一为刃皿

23、知“ 一.，一；伙圧汽、 r _ . - J.芫烧驭：截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ao及aT按附表查取，由于:VD-=().0364-= 1 181B经过插值后可以查得： 1.533 aT 1.37查图可得轴的材料的敏性系数为：= 0.79 qT = 0.79故有效应力集中系数为：略=1 + 仙 X (cfj -1) = 1 + 0.79 X (1.533 - I-) ；= 1.42 鬲二 1 + 石 - 1) = 1 十 0.79 X (1.37 - 1) = L29查图得尺寸系数e。二0垃&扭转尺寸至数= 2飯 轴按磨削加工，得表面质量系数为：八I /?r = 0.94轴未经表面

24、强化处理，即Bq=1,得综合系数为：珞 11.421名二一+1 = 1.58碳钢的特性系数为：卩 丁 = 0.05于是，计算安全系数Sea值，则得:% = ”= 41.06K/j M(7打 + (pj X CmT- 1x rff -F )r X 13)1-17.26故可知其安全。3）截面右侧抗弯截面系数W = 0.1 x 护二 0.1 x 653 = 27462.5mm3抗扭截面系数WT = 0.2 X d3 = 0.2 X 653 = 54925m?n3截面W左侧的弯矩63.5 - 29M = 86152b46 X*mm 二 46807.24/V*mm63.5/v截面W上的扭矩T = 366

25、537 AiGNmm截面上的弯曲应力4-6807.24274二 1.7 MPa截面上的扭转切应力T 366537.86Fr = i=54925=&-67a.；. jA rA ?过国脅mm、廻気養逆抽八n m = .：用 ，* i.-. /：-；, - 0.：、 , v.九一上：小F 存Jk T轴按磨削加工，得表面质量系数为: 讥-pT 0.94陷 11.51肮書十矿而十而所以轴在截面W右侧的安全系数为:480(H)fi由此可知该轴承的工作寿命足够。第8章 键联接设计计算8.1高速轴与大带轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bXh=8mmX7mm (GB/T 1096-2003)，键长 36mm

26、。 键的工作长度l=L-b=28mm大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力。p=60MPa。键连接工作面的挤压应力斗X = :j 4lMPa ov = GOMPcip fix I X d8.2低速轴与大齿轮键连接校核选用 A 型键，查表得 bXh=16mmX10mm (GB/T 1096-2003)，键长 45mm。 键的工作长度l=L-b=29mm大齿轮材料为ZG35SiMn,可求得键连接的许用挤压应力。p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力4X7=,一7 = | 叫& = 120/lfPap hXl冥也 28.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 bXh=12mmX8

27、mm (GB/T 1096-2003)，键长 90mm。 键的工作长度l=L-b=78mm联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力。p=120MPa。键连接工作面的挤压应力4X7Kxlxd=SGMPa cr|p = 120Pu第9章 联轴器及其他标准件的选择9.1低速轴上联轴器(1) 计算载荷由表查得载荷系数K=1.3计算转矩Tc=KXT=476.5Nm选择联轴器的型号(2) 选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器初选为 LX3弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩 Tn=1250Nm，许用转速n=4700r/min, Y型轴孔，主动端孔直径 d=42mm，轴孔长度 L1=1

28、12mm。从动端孔直径d=42mm,轴孔长度L1=112mm。Tc=476.5NmTn=1250Nm n=76.34r/minn=4700r/min第 10 章 减速器的密封与润滑10.1 减速器的密封（参考课本）为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件 间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。 对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封， 则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的 相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3m/s，

29、输出轴与轴承盖间也为V 1.2610mm齿轮端面与内箱壁距离 2610mm箱盖、箱座肋厚ml、mml 王 0.85 X5 1、m 王0.85 X58mm、8mm轴承端盖外径D2D+(5s5.5)d3； D-轴承夕卜 径122mm、140mm第 14 章 设计小结我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的 计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.于前 期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此 我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.尽

30、管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了减速器执 行机构和带传动以及齿轮,的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握。对我来 说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我 们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节. 总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识 都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人 智慧,我相信我们的作品会更完美!参考文献1机械设计基础(第六版).杨可桢.高等教育出版社2机械设计课程设计手册/吴忠泽，罗圣国主编3 机械设计课程设计指导书/龚溎义主编4 机械制图/大连理工大学工程制图教研室编.