机械设计课设说明书

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: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77.

2、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20I. 5定位销20II. 6启盖螺钉2111. 7螺栓及螺钉21第12章 减速器箱体主要结构尺寸

3、21第13章设计小结22参考文献22第1章设计任务书丄丄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380/220Vo1.2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.减速器箱体及附件设计第2章 传动装置总体设计方案2.2传动方案传动方案已

4、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：联轴器的效率:n 1=0.99滚动轴承的效率：n 2=0.99V带的效率：n v=0.96闭

5、式圆柱齿轮的效率：n 3=0.98 工作机的效率：n w=0.97= 1 X 0? x 03 X rjy x = 0.8773.3选择原动机容量工作机所需功率为Pw =FxV10002300 X 1.21000=2.76/cVV电动机所需额定功率:色Va2.760.877= 3.15kW工作转速:60 X 1000 X V 60 X 1000 X 1.2% 二=7TXD-7TX 300_76如叩经查表按推荐的合理传动比范用，V带传动比范闱为：24, 一级圆柱齿轮传动比范闱 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= （620）X 76.43=459-1529r/mi

6、no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/mino方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：nm 960la = =76.43 = 12561(2) 分配传

7、动装置传动比 取普通V带的传动比：iv=3 减速器传动比为il=4.561第4章计算运动和动力参数4.1电动机输出参数PQ=3A5kWn=960r/minPo3.15To = 9550000 X= 9550000 X = 31335.94N7mn no9604.2高速轴的参数PI 二 Po X 叽二 3.15 X 0 96 二 3. 02kH n l=320r/minTl=90128N*mm4.3低速轴的参数Pn = Pi X 化 X “ 二 3. 02 X 0. 99 X 0.98 二 2. 93kHN 2=70.16r/minT2=9550000*2.9y70.16=398824N.mm4

8、.4工作机的参数Pui = Pn x m x n2 X 八2 X Hw = 2. 93 X 0.99 X 0.99 X 0.99 X 0. 97 =2. 76kWn 3二n 2=70.16r/minT3=9550000*2.770.16=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/(N-mm)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JT壬飞X (dd)(280- 100)24 X 570心 1751mmJT=2 X 570

9、 + X 100 + 280)由表132 对A型带选用Ld=1750mmo再由式（13-15）计算实际中心距4/_ L 曲1750-17512a 570fuih（5）验算小带轮的包角a 157 357. 3a t 180 -(血- d X 一 180 - 280- 10( X ；勿 二.91 a5/0 120合适。(6) 求V带根数z由式(13-14)得也乙_ (几+ P) X g X位今 nl=960r/min, dl=100,查表 134 得Po = 0.96/W由式(13-8)得传动比d2280i = 2_ di X (1 -_ 100 X (1 - 0.02) 查表13-6得 Po 二

10、 0. 112RW由 a 1=161.91 查表 13-8 得 K a =0.954,表 13-2 得 KL=1,由此可得= 3.393.465(0.96 + 0.112)x 0.954 x1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fi = (z-l)xe + 2xf = 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），齿面硕度241286HBS,相应的疲劳强度取均 值，o Hliml=720MPa, o FEl=595MPa （表 11J）人齿轮选用 ZG35SiMn

11、（调质），齿面硕度 241 269HBS,。Hlim2=615MPa,。FE2=510 由表 11-5,取 SH=1.1, SF=1.25,则【讪=Sh720=654.55MPa丄丄Sh615=559.09MPa丄丄Sf595-=476MPQ1.25讥=aFlim2Sf510=408MPa1.25（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ed=l （表11-6）,取ZE=189.8MPaA0.5 （表 11-4）, u=i=4.22 则Ze%= 2.32乂 $L3 X 89526.624.22 IX X4.22189.疗559. 0$齿数取Zl

12、=27,则Z2=iXZl=4.25X27=115o故实际传动比11527 = 4卸模数di 59.2齿宽b =（pdX d、= 59.2mm取 bl=65mm b2=60mm按表牛1取m=25mm,实际的d = Zi x m = 27 X 2.5 = 68mm “2 =孔 X m = 115 X 2.5 = 287.5mm则中心距（Z1 + Z2） xm （27 + 115） x 2.5a = 178mm2 2（2）验算轮齿弯曲强度齿形系数查表YFai = 2. 57. YFa2 = 2.13, YSai = 1. 6, YSa2 = Z 8482 x K x 门 x YFal x YSaio

13、 ci = 93838MPq h = 7 GM Pab2 x di x m1Fa2 X YSa2r 、oF2 = X = 89.827MPa |TfJ2 = 408MPaYFax x z Sal（3）齿轮的圆周速度nxdixn zrx 68 x 322.15v = 1.1560 X100060 X1000可知选用8级精度是合适的。6丄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齿顶高ha2.52.5齿根高hf335分度圆直径d68288齿顶圆直径da73292

14、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(1) 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=90128N*mm(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o=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人而受到的扭矩较小，故取A0=112o-23. 62fmh由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增人5%dmin = (1 + 0.05) X 23.62 = 24.8mm查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25(4

15、) 确定各轴段的直径和长度。图7J高速轴示意图LaLb高速轴和人带轮配合，查表选取标准轴径dl2=25mm, 11长度略小于人带轮轮毂长 度 L,取 ll=48mm0选用普通平键，A 型键，bXh = 8X7mm(GB/T 1096-2003),键长 L=36mma2) 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 = 30mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为dXD XB = 35X72X17mm,故 d3 = d7 = 35 mm,取挡油坏的宽度为 12,则 13 = 178 = 17+12= 29 mm。轴承采用挡油坏进

16、行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h = 2.5 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 15= 65 mm, d 5= 72 mm4) 轴承端盖厚度e=12,垫片厚度AtP,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Cl=22mm, C2=20mm,箱座壁厚$=8mm,则Lu123=6 + Ci + C2 + 4 + + 5 + K- B- 4= 8+ 22 + 20 + 2 + 12 + 5 + 24 - 17 - 10 =66 mm5

17、) 取小齿轮距箱体内壁之距离Al=10mmo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厶，取厶=10 mm,扌当油环宽度sl=12mm,贝IZ45 = =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% dmin = (1 + 0.07) X 37.78 = 40.42 mm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73低速轴示意图La1Lb1c1) 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，

18、考虑载荷变 动微小,故取KA=1.3,则:Tca = KAX T = 476.5/V-mm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(GBT 1096-2003),键长 L=90mma2) 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 XB = 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

19、左端与左轴承之间采用扌当油环定位。 已知人齿轮轮毂的宽度为B = 60mm,为了使挡油坏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 o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 = 65mmo轴坏宽度b1.4h,取156 = 8 mm。4) 轴承端盖厚度e=12,垫片厚度AtP,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Cl=22mm, C2=20mm,箱座壁厚=8mm,贝ij?23=6 + C + C2 + 4f + e + 5 + K-4 = 8

20、 + 22 + 20 + 2 + 12 + 5 + 24 - 20 - 10 =63 mm5）取人齿轮距箱体内壁之距离A2 = 12.5mm,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厶，取山=10 mm,已知滚动轴承的宽度B = 20mm,贝ljZ34 = + 4+力2 + 2 = 20+ 10+ 12.5 + 2 = 44.5 mm = + 4 + 一 Z56 = 20 + 10 + 12.5 - 8 = 34.5 mm至此，己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）轴的受力分析人齿轮所受的圆周

21、力（d2为犬齿轮的分度圆直径）Ft2=2549.829N人齿轮所受的径向力Frl = Ftl X tana = 2549.829 X tan20 = 928.0627V轴承压力中心到齿轮支点距离ll=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 I2 928.062 X 63.5皿=77TT =63.5 + 63.5= 皿“FNH2 = F、2 - Fnh = 928.062 - (464.03) = 464.032JV在垂直平面上为Ft2 X 】2声49.829 X63.563.5 + 63.5

22、=1274.91JVFNV2 =仟4 - NVI = 2549.829 - 1274.91 = 1274.919N轴承1的总支承反力为Fm = J腻 + F备I 二 (464. 03)21274. 91)2 二 1356. 73、轴承2的总支承反力为F他=J棍 + F忍二 &464. 032)2 丰 Q274. 919)2 = 1356. 74、1）画弯矩图 弯矩图如图所示在水平面上，剖面右侧为MaH = Fnhi x Z = 464.03 x 63.5N-mm = 29465.9Nmma-a剖面左侧为Mqh = Fnh2 x b = 464.032 x 63.5/V-mm = 2946603

23、Nmm在垂直平面上,a-a剖面Mav =一 Fwi X li = 1274.91 x 635Nmm =- 80956.78A/mm合成弯矩，a-a剖面左侧为.44 二 J磕 + 临=胆9465.貯 + （_ 80956. 7和辿 mm = 86152. 42N 初a-a剖面右侧为.44二脳+略二（心94呢0殍+ （ _ 80956. 7旳绷価=86152. 46N 顾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左侧弯矩人，且作用有转矩，故左侧为危险剖面其抗弯截而系数为7T X d3327i x 55332=16325.55m?n3抗扭截而系数为WT =兀: =3

24、2651.09mm316最人弯曲应力为Mo = =5.28MPaW剪切应力为Tt = = ll.23MPaWt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o ca = J o?十 4 X （ a Xrp = 14. 47MPa查表得45钢调质处理，抗拉强度极限o B=650MPa,则轴的许用弯曲应力2 -lb=60MPa, ocao-lb,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、1【、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

25、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IV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上的应力最人。截面V的应力集中的影响和截面IV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上虽然应力最人，但 应力集中不人（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最人，故截 面C也不必校核。截面VI和VII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IV左右两侧即可。2）截面IV左侧抗弯截面系数W 0.1 x d3 = 0.1 X 553 = 16637.5mm抗扭

26、截面系数WT = 0.2 xd3 = 0.2 x 553 = 33275m?n3截面IV左侧的弯矩63.5 - 29M = 86152.46 x = 46807.63.5截面上的扭矩T = 366537.86Nmm截面上的弯曲应力46807.2416637.5=2.81MP(z截面上的扭转切应力T 366537.86W=33275=11.02MPaKo x(ya +(pax am= 41.06Ji9 =Kr X la +(pr X Tm=17.26-25. 87 S = 1.5轴的材料为45钢调质。由表查得:o B = 650MPa, 。- 2 = 300MP&, 1Kt - 1 = 1.58

27、碳钢的特性系数为： G 0-10产005 于是，计算安全系数Sea值，则得： - i = 155Mpao截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a c及a t按附表查取，由于:rD-=0.0364-= 1.1818aa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：qa = 0.79 qT = 0.79故有效应力集中系数为：岛=1 + q。X (知 - 1) = 1 + 0.79 X (1.533 - 1) = 1.42給=1 + 听 X (乞 一 1) = 1 + 0.79 X (1.37 -1) = 1.29查图得尺寸系数e a = 0. 56,扭转尺寸系数c

28、 T = 0. 85。轴按磨削加工，得表面质量系数为：屍=伙=0.94轴未经表面强化处理，即Bq48000/160n fp X Pr)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。键的工作长度l=L-b=28mm人带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力op=60MPao键连接工作面的挤压应力4XTp= hxixd = MM Kip = 60MM8.2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

29、长 45mm。 键的工作长度l=L-b=29mm人齿轮材料为ZG35SiMn, 4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4xTop = -一- = 92MPci tzjp = 120MPa8.3低速轴与联轴器键连接校核选用 A 型键，查表得 bXh=12mmX8mm (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op=120MPa.键连接工作面的挤压应力4XT严 hxlxd = 5()MPa 心=120MM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

30、系数K=1.3计算转矩 Tc=KXT=476.5N*m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=1250N-m，许用转速n=4700r/min, Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm,轴孔长度 Ll=112mmo从动端孔直径d=42mm,轴孔长度Ll=112mmoTc=476.5N mTn=1250N mn=76.34r/mi *n=4700r7min第10章减速器的密封与润滑20.2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