机械设计课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明书设计内容计算及说明结 果第一章. 电动机的选择一.类型选择二.电动机功率的确定1.工作机所需功率2.电动机所需的输出功率 三相异步电动机的结构简单、制造、使用和维护方便，运行可靠、重量较轻以及成本较低，对于连续工作的机器可采用一般用途的y系列三相鼠笼型异步电动机，封闭式，380v。由公式 kw及 kw 试中f工作机的阻力，nv工作机的线速度，m/s_工作机的效率，一般取0.940.96 查表2.2得：0.95 0.990.970.990.95=3.95kwpd=4.70kw设计内容计算及说明结 果3.确定电动机的功率4.确定电动机的转速试中为机械传动装置的总效率（由电

2、动机至工作机）1、2、3、4、5分别为带传动、轴承（每对）、齿轮传动、连轴器和卷筒的传动效率。 对于长期连续运载、载荷平稳，且在常温下工作的电动机，只需使电动机的功率pm等于或略大于电动机所需的输出功率p0通常取pm=（11.3）p0=1.14.7 kw卷筒轴的工作转速通常三角带传动的传动比合理范围ib=24,单级圆柱齿轮传动比ig=35，则总传动比合理范围为i=620故电动机转速的可靠范围为（620） 电动机同步转速符合这一范围的有750 r/min和1000 r/min两种，为降低电动机的重量和价格，选取常用的1000 r/min的y系列电动机y132m2-6。型号功率kw电动机转速同步转

3、速满载转速y132m2-65.51000r/min960r/min电动机型号y132m2-6的 主要外形及安装尺寸。pm=5.17 kw选取电动机的额定功率5.5kwn=63.69r/min=382.141273.8 r/min设计内容计算及说明结 果中心高h外型尺寸l（ac/2+ad）hd底角安装尺寸ab地脚螺钉尺寸轴外延伸尺寸de132mm3880mm第二章. 传动装置的 总传动比及其配1.传动装置的总传动比2.分配各级传动比3.计算传动装置的运动参数和动力参数1） 各轴的转速1轴2轴滚筒轴2)各轴的功率 1轴 2轴 3.滚筒轴3）各轴的转矩 电动机轴（0）轴 1轴 2轴 滚筒轴i=nm/

4、n=960/63.69i=ibig为使三角带传动装置的外廓尺寸不致过大 取传动比ib=3则齿轮的传动比ig=i/ib=15.07/3n1=nm/ib=960/3 r/minn2=n1/ig=320/5.02 r/minnw= n2p1=pm1=5.50.95 p2= p123=5.230.990.97 pw= p224=5.020.990.99t0=9550pm/nm=95505.5/960t1=9550p1/n1=95505.23/320t2=9550p2/n2=95505.02/63.75tw=9550pw/nw=95504.92/63.75将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：i=15

5、.07ig=5.02n1=320 r/minn2=63.75 r/minnw=63.75 r/minp1=5.23kwp2=5.02 kwpw=4.92 kwt0=54.7n.mt1=156.1n.mt2=752n.mtw=737n.m参 数 轴 号电动机（0）轴1 轴2 轴滚 筒转速n(r/min)96032063.7563.75功率p（kw）5.55.235.024.92转矩t（n.m）54.7156.1752.0737传动比i35.021效率0.950.970.99设计内容计算及说明结 果第三章. 传动件的设计计算一.带传动1.选择v带型号2.确定带轮的基准直径dd3.计算v带的速度v4

6、.确定中心距a05.确定带长 查表7.7文献1，得工作情况系数ka=1.1 所需传递的功率：pc=kapm=1.15.5 由pc和小带轮转速n0，由图7.11初步选定带的 型号。 查表7.5文献1知小带轮的最小直径dmin 一般取dd1dmin，dd2=dd1ib 所以dd2=3 dd1，又因为dd1和dd2应符合 带轮基准直径系列（表7.81）。 所以选dd1=140 mm，dd2=425 mm 因为带速度高，离心力增大，摩擦损失也增大，且应力循环次数增多，降低了带传动的工作能力，带速过低，在传递相同功率时，需要的有效拉力增大，将增多带的根数，故带的速度一般限制在525m/s，若带的速度超出

7、规定范围，则应重选小带轮的基准直径。 一般推荐按下式初步确定中心距a00.7（+）2（+） 395.51130 初步确定带的基准长度，pc=6.07kw选择为a带dmin=75mm取a0=800 mm设计内容计算及说明结 果 6.修正中心距7.校核v带小带轮包角8.确定v带的根数 查表7.3文献1选取接近的标准带长其实际中心距=小带轮包角过小，会降低带传动的有效力，容易产生打滑。一般要求1200。包角的大小由下式计算v带的根数可由下式计算：式中 单跟普通v带的基本额定功率， 查表7.6（a）文献1 考虑i1时传递功率的增量， 查表7.6（b）文献1 包角修正系数，查表7.9文献1 带长修正系数

8、，查表7.3文献12512.4mm=2500 mmmm1200所以符合要求z=3.3取z=4=1.66=0.11=0.95=1.09设计内容计算及说明结 果 9.计算v带初拉力10.确定带对轴的压力fq11.确定带轮的结构1） 小带轮的孔径2）带轮的尺寸计算 带轮宽度 带轮外径3）带轮的类型4）小带轮的设计图 保持适当的初拉力是带传动正常的前提，初拉力过小，带与带轮间的摩擦力小，容易打滑，初拉力过大，将增大和轴承的压力，并降低带的寿命。 初拉力k-1）+qv2 =5006.05(2.5/0.95-1)/47.03+0.17.032 式中qv带每米长质量（kg/m） 查表7.4文献1 vv带的速

9、度（m/s） 在设计v带轮轴及轴承时，需先确定带传动作用在轴上的载荷fq，若不考虑带两边的拉力差，fq 可由下式近似计算：fq=2zf0sina1/2 =24180.46sina79.730 因为小带轮的孔径与电动机的轴径相同。 具公式：b=（z-1）e+2f =(4-1)15+210式中z为轮槽数 f为第一槽对称端面至端面的距离=140+23.5 =425+23.5根据已知条件，小带轮选实心轮，大带轮选椭圆辐轮式。简图如下图所示：q=0.1 kg/mfq=1420.5nd=38mm, 极限偏差-0.002-0.028b=65mm=147 mm=432 mm设计内容计算及说明结 果5）大带轮的

10、设计图 简图如下图所示：设计内容计算及说明结 果 二.齿传动1.设计原则1） 载荷因数k2）小齿轮转矩t13）接触疲劳许用应力 4）计算小齿轮分度圆直径 因为hbs1和hbs2都小于350hbs，所以按齿面接触疲劳强度设计，本传动为闭式传动，软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀。 圆周速度不大，精度不高，齿轮关于轴承对称布置，查表8.8文献1查k值由图8.29文献1查得580 470接触疲劳寿命按一年300天，每天两班制16个小时计算由公式： 得查图8.30文献1中得曲线1得 ；按一般可靠性要求取1由表8.10文献1取k=1.2t1=156082.81n.mm设计内容计算及说明结 果 5）计算圆周速

11、度 2.确定主要参数1） 齿数2） 模数3） 分度圆直径4） 中心距5） 齿宽 3.校核弯曲疲劳强度1） 复合齿形因数2）弯曲疲劳许用应力 =因6 m/s，故取8级精度合适。取z1=20，则z1u =205.02正好是标准模数第二系列上的数值，可取。由图8.32文献1得：由图8.33（课本）查得弯曲疲劳极限应力由图8.34（课本）查得弯曲疲劳寿命系数=69.64mm取=70mm1.17m/s100.4取100=3.5mm=70mm=350mm210mm77mm82mm4.353.984604001; (n1n0)1; (n2n0)设计内容计算及说明结 果 3）校核计算4.标准圆柱齿轮的几何尺寸

12、计算 弯曲疲劳的最小安全系数：按一般可靠性取计算得弯曲疲劳许用应力为： 故弯曲强度足够。 在国标已规定了标准值，正常齿制： ； 模数m 齿距p： p=m=3.143.5 齿厚s： s=m/2=3.143.5/2 齿间宽e：e=m/2=3.143.5/2 顶隙c： c= m=0.253.5 分度圆直径d: 齿顶高ha: ha=m=13.5 齿根高hf: hf=(+) m=1.253.5 齿全高h: h= ha+ hf=3.5+4.375 齿顶圆直径： 齿根圆直径 =146081.11 ，合格73.28 ，合格m=3.5mmp=10.99mms=5.495mme=5.495mmc=0.875mmd

13、1=70mmd2=350mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mm77mm357mm设计内容计算及说明结 果 5.确定齿轮的结构1） 齿轮的类型2） 小齿轮的设计图3）大齿轮的设计图 基圆直径：=cosa=70cos200=cosa=350cos200 中心距a 200 mm；小齿轮用实体式结构； 500 mm；大齿轮用腹板式结构； 简图如下图所示： 简图如下图所示：61.25mm341.25mm=65.78 mm=328.89 mma=210 mm设计内容计算及说明结 果设计内容计算及说明结 果第四章.轴的设计一.1轴的设计 1.选择轴的材料 2.按扭矩初步估算轴的直径3.轴

14、各阶段的直径 该轴系中无特殊要求，传递功率不大，从动轴的转速也不高，所以选用45号钢（调质处理）hbs=217255，b=650mpa。 查表11.2文献1系数c得 由于轴面有单个键槽，对称的强度有消弱，故将直径增大5 圆整后，查带轮标准孔径，最终取值c=11829.95mm取3238mm 名 称轴径(mm) 设 计 说 明38按扭矩估算得43=+2a，a为轴肩高度用与定位和固定，a（0.070.1）45=+15，至的变化仅为装配方便及区分加工表面。48=+15=45+356=+2h，台阶高度h（23）c=2245因为轴在齿轮的两端对称，所以=。 4.轴的结构设计 简图如下图所示： 设计内容计

15、算及说明结 果5.初选轴承类型和型号 6.确定轴各阶段的长度因为此轴承承受轴向力不大，所以采用6209轴承。 结构和参数如下：名 称长度（mm） 设 计 说 明l1 63l1=b带-2=65-2l233 l2=s+7+1015=12+7+14l345 l3=19+12+2+2+8+2l480 l4=b1-2=82-2l58l5=(-)(11.5)=81l635 l6=19+12+2+2 7.轴上零件的周向固定8.确定轴上其他尺寸9.确定外载荷和之反力的作用位置10.按弯曲合成强度进行轴的强度校核1）计算轴上作用力 齿轮和带轮处均采用平键联接，按直径查阅手册取得相应的平键尺寸为149及108，长

16、度为50，轴承的周向固定采用过盈配合来保证，取h7/k6。查表5-15文献3知各轴段之间的过度圆角半径全部取1 mm，轴端倒角为c2。简之梁的支撑跨距l=76.5+76.5带轮到轴承的距离l/轴上传递的扭矩：l=153 mml/=82 mm设计内容计算及说明结 果 2)轴上支反力3） 绘出轴的空间受力图(图a) 4）计算轴上水平面的弯曲并绘出轴的水平面的弯曲图（图b） 齿轮上的圆周力：齿轮上的径向力： =tana=4460tan200水平面内的支反力:为： 垂直面内的支反力为： +=+ 158.5-82-235=0 考虑轴的最不利的情况，截面c-c为受载最大的危险截面，所以计算截面c-c上的当

17、量弯矩并按弯矩合成强度进行轴的强度校核。 截面c-c上的水平面弯矩=1623.3设计内容计算及说明结 果 5）计算轴上垂直面的弯矩并绘出轴的垂直面的弯矩图（图c）6）计算轴的合成弯矩 7）校核截面 截面c-c上的总弯矩 a.截面c-c上的合成弯矩 上式中根据表11.3文献1当扭矩不明确时，可按脉动循环取值，取=0.6b.校核危险截面c-c的轴径由式11.5文献1式中由表11.4文献1中，用插值法取得，则：=170.6n=116.48-120.33=206.57=170.64=208.77194.65设计内容计算及说明结 果二.2轴的设计 1.选择轴的材料 2.按扭矩初步估算轴的直径 3轴的结构

18、设计 1）轴各阶段直径 考虑轴面有单个键槽，将直径增大5，则1.05=35.7 mm，圆整并根据结构需要实际轴的直径，应该考虑轴外伸端的载荷不定，取略大的值，所以最后确定轴的直径为48 mm对轴的强度更为安全。 该轴系中无特殊要求，传递功率不大，从动轮的转度也不高，所以选用45号钢（调质处理） hbs=217255，b=650mpa。 查表11.2文献1得c值 由于轴面有单个键槽，对轴的强度有削弱，故将直径增大5。 圆整后取值为mm48 mmc=11047.1mm mm=50 mm 名 称轴径(mm) 设 计 说 明50按扭矩估算得54=+2a，a为轴肩高度用与定位和固定，a（0.070.1）

19、55=+15，至的变化仅为装配方便及区分加工表面。60=+15=55+5设计内容计算及说明结 果68=+2h，台阶高度h（23）c=2255因为轴在齿轮的两端对称，所以=。2）轴的结构和装配方案 简图如下图所示：设计内容计算及说明结 果 3）初选轴承类型的型号4）确定轴各阶段的长度 因为此轴承承受的轴向力不大，所以选用6211轴承。 结构和参数如下： 名 称长度（mm） 设 计 说 明l1 110l1=l联-2=112-2l231 l2=17+（1015）=17+14l349.5 l3=21+12+14.5+2l475 l4=b2-2=77-2l510l5=(-)(11.5)=81.25l63

20、7.5 l6=21+12+2+2.55）轴上零件的周向固定6）确定轴上其他尺寸 7）确定外载荷和支反力的作用位置 齿轮的连轴器出均采用平键联接，按直径查阅手册取得相应的平键尺寸为1811及149，长度分别为63 mm和80mm，轴承的周向固定采用过盈配合来保证，取h7/k6； 查表5-15文献3知各轴段之间的圆角半径全部取2mm，轴端倒角为c3。简支梁的支撑跨距：l=75.5+75.5l=151 mm设计内容计算及说明结 果4.按弯矩合成强度进行轴的强度校核1）计算轴上作用力2）计算轴上支反力3）绘出轴的空间受力图（图a）轴上传递的扭矩：齿轮上的圆周力：齿轮上的径向力： =tana=4297t

21、an200水平面内的支反力为： 垂直面内的支反力为： 如下图所示：设计内容计算及说明结 果4）计算轴上水平面的弯矩并绘出轴的水平面弯矩图（图b） 5)计算轴上垂直面的弯矩并绘出轴的垂直面的弯矩图（图c）6）计算轴的合成合成弯矩（按最不利的情况考虑） 7）校核截面 考虑轴的最不利的情况，截面c-c为受载最大的危险截面，所以计算截面c-c上的当量弯矩并按弯矩合成强度进行轴的强度校核。截面c-c上的水平面弯矩截面c-c上垂直面内的弯矩截面c-c上的总弯矩： a.截面c-c上的合成弯矩 上式中根据表11.3文献1当扭矩不明确时，可按脉动循环取值，取=0.6b.校核危险截面c-c的轴径由式11.5文献1

22、式中由表11.4文献1中，用插值法取得，则：=162.2n=59=172.6=172.6设计内容计算及说明结 果三.平键的强度校核 1.1轴上键的校核 带轮处 考虑轴面有单个键槽，将直径增大5，则1.05=45.4 mm，圆整后并根据结构需要实际轴的直径为50或60 mm，应该考虑轴外伸端的载荷不定，取略大的值，所以最后确定轴的直径为60 mm，对轴的强度更为安全可靠。 静联接的普通平键主要失效形式是工作面的压溃，因此，通常只按工作面的最大挤压应力进行条件性强度计算，图为平件联接受力图： 由键的受力图分析可知： 查表6.10文献1知 1轴上的带轮处键尺寸bh=108,l=50mm,齿轮处键bh

23、=149,l=50mm 工作长度=l-b=50-10mm60 mm=100120mpa=36mm设计内容计算及说明结 果 齿轮处 2.2轴上键的校核 齿轮处 连轴器处四.轴承的校核 轴承预期使用寿命 计算当量动负荷 计算使用寿命 工作长度=l-b=50-14 1轴上两键选用合格。 2轴上齿轮处键的尺寸为bh=1811,l=63mm,连轴器处键的尺寸为bh=149,l=80mm, 工作长度=l-b=63-18工作长度=l-b=80-14 2轴上两键选用合格。 对各种条件的分析选轴承如下： 1轴选6209轴承； 2轴选6211轴承。 每5年换一次，每天工作16小时l=360165查表12.7文献1

24、可知式中为额定载荷（n）；为当量载荷（n）；轴承的转速（m/s）。 通过校核，两轴上的轴承选用合格。=36mm=45mm=64mm=1.1134557.98h1930641.02h设计内容计算及说明结 果第五章.减速器的结构设计及其他一.箱体的结构型式 二.箱体的结构要求三.箱体的结构尺寸 箱体一般用铸铁（ht200或ht250）制造，对于重型减速器，也有用球墨铸铁（qt400-17或qt420-10）或铸钢（zg150或zg250制造）。在单件生产中，也可用钢板（q235）焊接而成。焊接箱体比铸造箱体轻2550，生产周期短，但要求较高的焊接技术。 箱体是用来支撑和固定轴系零件，并保证减速器传

25、动啮合正确，运行平稳、润滑良好，密封可靠。设计时应综合考虑刚度、密封性、制造和装配工艺性等多方面要求。为保证箱体具有足够的刚度，箱壁应有一定的厚度，特别是在轴承处加厚，并在轴承座附近加支撑肋，机体的支撑肋有外肋和内肋良种结构形式，内肋刚度大，缺点是影响箱体润滑油的流动，工艺也比较复杂，但目前采用内肋的结构逐渐增多。 轴承两侧的连接螺栓应紧靠座孔，但不得与端盖螺钉及箱内导油沟发生干涉，为此应在轴承座两侧设置凸台，途台的高度要保证有足够的螺母扳手空间。为保密封性，箱座与箱盖应紧密粘合，因此连接凸缘应具有足够的宽度，剖分面应经过精刨或研刮，连接螺栓间距不得过大，有时在剖分面上制出回油沟，使渗出的油可

26、沿斜槽流回箱内。铸造箱体的壁厚不的太薄，以免浇注时铁水流动困难，为便于造型时取模，铸件表面沿拔模方向应具有斜度，为避免铸件内部产生内应力、裂纹、缩孔等缺陷，应该使壁厚均匀且过渡平缓而无尖角。 轴承座孔最好的通孔，且同一轴线上的座孔直径最好一致，以便一刀镗出，减少刀具调整次数和易于保证镗孔精度。各轴承座同一侧的外端面最好布置在同一平面上，两侧外表端面最好对称于箱体中心线，以便于加工和检验。为区分加工面与非加工面和减少加工面积，箱体与轴承端盖、观察孔盖、通气器、吊环螺钉、油标、地基等接合处应做出凸台（凸起310mm）。螺栓头和螺母的支撑面可做出小凸台，也可不做小凸台，而在加工时显出浅型鱼眼坑或把粗

27、糙面刮平。 见下表所示：名 称符号尺 寸 关 系结果（mm）机座壁厚 0.025a+18 8机盖壁厚1 0.02a+188机座凸缘厚度b 1.512机盖凸缘厚度b1 1.5112机座底凸缘厚度b2 2.520地脚螺钉直径df 0.036a+1220地脚螺钉数目n 因为a=2102504轴承旁连接螺栓直径d1 0.75f16机盖与机座连接螺栓直径d2 (0.50.6) df12窥座孔盖螺钉直径d4 (0.30.4) df6定位销直径d (0.70.8) d28轴承旁凸台半径r1 c220凸台高度h根据低速级轴承外经确定，以便于扳手操作空间大齿轮顶圆与内机壁距离111.2 10齿轮端面与内机壁距离2 210机盖、机座肋厚m1,m m10.851 ,m0.85都等于7轴承端盖外经d2 因为用的是嵌入式轴承端盖，所以 d2=1.25d+10116和135设计内容计算及说明结 果四.减速器附件的结构设计 1.窥视空板盖 2.通气器窥视孔板盖应具有较好的密封性。孔盖的底部垫有纸质