机械零件课程设计2

1、娄底职业技术高职专科学院机械零件课程设计计算说明书设计题目班 级设计者指导老师年月日目录一 设计任务书1二 带式传动机传动系统设计4三 电动机的选择6四 各级传动比分配8五 齿轮的设计9六 轴的设计13七 v带的传动设计20a键联接的选择23九减速器的润滑与密封24十箱体的设计25十一减速器的附件设计27十三参考资料35一设计任务书1设计目的机械设计课程设计是为机械类专业和近机械类专 业的学生在学完机械设计及同类课程以后所设置的实践性 教学环节，也是第一次对学生进行全面的规范的机械设计训 练。其主要目的是：(1) 培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生 综合运用机械设计课程和其他选修课程的基

2、础 理论并结合实际进行分析和解决工程实际问题 的能力，巩固、深化和扩展学生设计方面的知 识。(2) 通过对机械零件、常用机械传动或简单机械设 计，是学生掌握一般机械设计的程序和方法， 树立正面的工程合集思想，培养独立、全面、 科学的工程设计能力。(3) 课程设计的实践中对学生进行实际基础技能的 训练，培养学生查阅和使用标准规范、手册、 图册及计算、绘图、数据处理、计算机辅助设 计等方面的能力。2、设计任务设计用于带式输送机传动系统中的减速器。传动系统中含有单级圆柱齿轮减速机v带传动。传动系统的参数设计：原始数据：运输带工作拉力f=2300n;输送带速v=1.5m/s滚筒直径d=400mm （滚

3、筒效率为0.96）。工作条件：预定使用寿命8年，工作为二班制，载荷变化小 载荷轻。工作环境：室内灰尘较大，环境最高温度35°co动力来源：电力，三和交流电380/220伏。在课程设计中，一般要求每个学生完成以下内容： 减速器装配图一张（a1号图纸）。 零件工作图23张（齿轮、轴）。 设计说明书一份。二带式传动机传动系统设计1、设计题目：单级圆柱齿轮减速器及v带传动。2、传动系统参考方案（如图）：方案拟定：采用v带传动与齿轮的组合，即可满足传动比要求， 同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转 矩工作情况要求，结构简单，成木低，使用维护方便。1、v带传动2、电动机 3圆柱齿

4、轮减速器4、联轴器 5、钢丝绳 6、滚筒 7、重物三电动机的选择1、电动机类型和结构的选择：选择y系列三相异步电动机，此系列电动机属于 般用途 的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低 廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和 无特殊要求的机械。2、电动机功率选择：(1)工作机所需的输出功率：式 pd=pw/ na (kw)市式 pw=fv/1000 (kw)因此 pd=fv/1000 na(kw)3、由电动机至运输带的传动总效率为：i总二 riix n2a3x u3x n4x n5式中：n 1> n2> n3> n4>分别为带传动、轴承、齿轮传动、

5、联轴器和卷筒的传动效率。取 n 1=0.96 n 2=0.98 n 3=0.97 n 4=0.99 n 5=0.96贝hh 总=0.96 x 0.98a3 x 0.97 x 0.99 x 0.96=0.83n 1=0.96n 2=0.98h 3=0.97n 4=0.99n 5=0.96n总=083所以：电机所需的工作效率：pd=fv/1000 n 总=(2300x1.5)/ (1000x0.83)= 4.16 (kw)4确定电动机转速卷筒工作转速为：n 卷筒二60x1000 v/ ( d)=(60x1000x1.5)/ (400 )=71.66r/min根据手册p7表1推荐的传动比合理范围，取

6、圆柱齿轮 级减速器传动范围i =3-4o取v带传动比11 =24。则 总传动比理论范围为;1/ =616 o 故电动机转速的可选范围为n，d=ia xn 卷筒=(616) x71.66二429.961146.56i7min则符合这一范围的同步转速：750、1000、1500r/min 根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型 号：(如下表)pd= 4.16ckw)n卷筒二71.66r/min方案电动机型 号额定功率电动机转速电动 机重jsl車参考 价格传动装置传动比同步 转速满载 转速总传 动比v带 传 动减速 器1y132s-45.51500144065012001&63.5

7、5.322y132m2-65.51000960800150012.422.84.443y160m2-85.5750720124021009.312.53.72综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减 速器传动对比，可见第二方案比较合适。此选定电动机型号为 y132m2-6o电动机主要外形和安装尺寸：中心高h底座螺心距a/2bcacmmammmmmmmmmm13221610817889285k mmd mme mmfmmgmmabmm12m10801033275hdmmlmm360645ab四各级传动比的分配仁总传动比：工作机的转速门筒=60x1000v/ (ttd) = 60x1

8、000x1.5 / (3.14x400)= 71.66r/mini 总=口 电动/n 筒=960/71.66=13.42、分配各级传动比(1) 取 i 带=2.5(2) 门总=齿乂)带i 齿=i 总/i 带= 13.4/2.5=5.36四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速(r/min)n 电=960(r/min)nl = n 电/i 带=960/2.5=384(r/min) nll = nl/i 齿=384/5.36=71.64(r/min) n 筒=门 11 = 71.66 (r/min)2、计算各轴的功率(kw)p <= pd=4.16kwi 总=13.4i 带=2.5i 齿=

9、5.36n 电=960r/min n1=384(r/min) n2=71.64(r/min)n筒=71.66(r/min)pi = pdxn 带=4.16x0.96=4kwpii = p|xr| 轴承xr齿轮=4x0.99x0.97= 3.84kwp 筒= plxr)轴承xr联轴器=4x099x0.98 = 3.88kw3、计算各轴转矩t 电=9550pd/nm = 9550x4.16/960=41.17n-mti = 9550pi /n1 =9550x4/384 = 98.96n mtil =9550 ph /n2=9550x3.84/71.64=509.21 nmt 筒=9.55 p 筒/

10、n 筒=9550x3.88/71.66= 514.37 n-m将上述数据列表如下:轴名参数电动机i轴ii轴滚筒轴转速 n(r/min)96038471.6471.66功率p(kw)4. 1643. 843. 88转矩t（nm）41. 179& 96509. 21514. 37传动比i2.54. 021.00效率n0. 960. 960. 98五、齿轮传动设计(1) 选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传 动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿 轮材料为45钢，调质，齿而硬度229-286hbw；大齿轮材料也 为45钢，正火处理，硬度为169-217hbw；精度

11、等级：运输机是般机器，速度不高，故选8级精度(2) 按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面 接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为:d1> l(2kti (u+1)(zhze)2/ (pduah2) 1/3 载荷系数k 查课木表13-8 k=1.2 转矩 tl ti = 98960n-mm 解除疲劳许用应力oh =ahlim zn/sh按齿面硬度中间值查图13-32 ohlim1=600mpaohlim2 = 550mpa接触疲劳寿命系数zn：按一年300个工作日，每天16h计 算，由公式n=60njtn计算n1=60x384x5x30

12、0x16=5.53x108n2=n1/i 齿= 5.53x108 /5.36= 1x108查口课本图13-34 +曲线仁 得zn1 = 1.05 zn2 = 1.1按一般可靠度要求选取安全系数sh-1.0oh1=ohlim1zn1/shmin=600x1.05/1=630 mpaoh2=ohlim2zn2/shmin=550x1.1/1=605mpa故得:ah= 605mpa 计算小齿轮分度圆直径小由口课本表13-9按齿轮相对轴承对称布置，取(pd = 1.0 zh=2.5由课本表 13-10 得 ze = 189.8(n / mm2)1 / 2将上述参数代入下式d1> (2k tl (

13、u+1)(zhze)2/(pduoh2) 1/3=(2x1.2x98960 x (4.02+1)x(2.5x189.8)2/ (1x4.02x605x2) 1/3-47.5mm取 d1 =60 mm 计算圆周速度v= nlttdl / (60x1000)= 384x3.14x60/ (60x1000)= 1.21m / sv<6m/s 故取8级精度合适(3)确定主要参数 齿数取z1-24z2=z1xj 齿=24x5.36128.64 = 129 模数 m=d1 / z1 =60 / 24=2.5符合标准模数第一系列 分度圆直径d1 =z1m=24x2.5=60mmd2=z2 m = 12

14、9x2.5=322.5 mm 屮心距a= (d1+d2) /2=(60+322.5) /2191.5mm 齿宽b=(pdd1 = 1.0><60=60mm取 b2 = 60mm b1 =b2+5 mm = 65 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度齿形因数yfs查1课本图13-30yfs1=4.26 yfs2=3.97许用弯曲应力ofaf=oflim yn/sf由课本图13-31按齿而硬度屮间值得afliml =240mpa oflim2 =220mpa由课本1图13-33得弯曲疲劳寿命系数yn： yn1 =1 y n2 = 1按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数sf = 1计算得弯曲疲

15、劳许用应力为af1-oflim1 yn1/sf-240x1/1 =240mpaof2= aflim2 yn2/sf =220x1/1 =220mpa校核计算of1=2kt1yfs1/ (b1md1)=2x1.2x98960x4.26/ (60x2.5x60) =112.42mpa<af1of2=2kt1yfs2/ (b2md1)= 112.42x3.97/4.26= 104.77mpa< of2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5) 齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径dadal =d1+2ha=60+5=65mmda2=d2+ ha = 322.5+5=327.5mm齿全高hh = (2 ha

16、*+c*)m = (2+0.25)x2.5 = 5.625 mm齿根高 hf= (ha*+c*) m = 1.25x2.5 = 3.125mm齿顶高 ha= ha*m = 12.5=2.5mm齿根圆直径dfdf1 =d1-2hf=60-6.25=53.75mmdf2-d2-2hf-322.5-6.25-316.25mm(6) 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如下：轴孔直径d=60mm轮毂直径 d1=1.6d = 60x1.6 = 96mm轮毂长度 l=1.2d = 12x60=72mm轮缘厚度 60=(3-4)m = 7.5-10mm取

17、60=10mm轮缘内径 d2 = da2-2h-260 = 307.5-2x5.625-20=276.25 mm取 d2 =276mm腹板厚度 c = (0.2-0.3)b=12-18mm取 c=18mm腹板中心孔直径 d0 = 0.5(d1+d2) = 0.5(96+276)=186mm腹板孔直径d0 = 15-25mm 取d0=20mm齿轮倒角取c2l=72mm6010mm七、轴的设计从动轴设计仁选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。ab=600mpa查表 19-14 可知：ob=600mpa,查表 19-17 可知：ab -1=55mpa2、按扭矩估算轴的最小直径单级齿

18、轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接, 结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d>a(pii /nit)1 /3查表 19-16 a=115则 d>115x(4.03/95.52)1/3mm=40mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 d=40x1.05=42mmk=1.5要选联轴器的转矩tctc=ktii =1.5x50921 =6.0438x105nmm（查1表20畀 工况系数k=1.5）查2附录6选用连轴器型号为yld10考虑联轴器孔径系列标准故取d=45mm3、轴的结构设计轴结构设计时，需耍考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图

19、。rrre*卜(/ pij丿-tft（1）联轴器的选择联轴器的型号为yld10联轴器:45x1122）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器屮，可以将齿轮安排在箱体屮央，轴承对称布 置。在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实 现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承 靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定， 联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（3）确定各段轴的直径将估算轴d=45mm作为外伸端直径出与联轴器相配（如 图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取笫二段直径为d2 = 50mm,齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零

20、件固 定的要求，装轴处d3应大于d2,取d3 = 55mm,为便于齿轮装 拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4 = 60mmo齿轮左端用 轴环固定，右端用挡油环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同吋，还应满足并侧轴承的安装要求，d5= 68mm,根据选定轴承型号确定左端轴承型号与左端轴承相同，取 d6=55mm.(4) 选择轴承型号由2附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度b-21o(5) 确定轴各段直径和长度由草绘图得i 段：d1 =45mm 长度 l1 = 110mmii 段:d2-50mm 长度 l2=60mmiii 段：d3=55mm 长度 l3=43mmiv段：d4 =

21、 60mm 长度 l4=70mmv 段:d5=68mm 长度 l5=6mmvii段:d4=55mm 长度 l6=35mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=133mm4、按弯矩复合强度校核(1)齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：t=tii=509.21n-m齿轮作用力：ft=3157.89n圆周力：ft-2000t/d-2000x509.21/322.5= 3157.89n径向力：fr-fttan200-3157.89xtan200= 1232.75n（2）因为该轴两轴承对称，所以：la=lb = 66.5mm（3）绘制轴受力简图（如图a）（4）计算支承反力fha=fhb = fr/2 = 1

22、232.75/2=616.375nfva=fvb = fv2 = 3323.1/2 = 1661.5n（5）绘制弯矩图由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在水平面弯矩（如图b）为mhc = fhal/2=616.375x133+2000=40.99n/m截面c在竖直面上弯矩（如图c）为:mvc=fval/2=1661.5x133-2000 = 110.49n/m（6）绘制合弯矩图（如图d）mc=（mhc2+ mvc 2）1/2= （40.99+110.492）1/2= 75.74n/m（7）绘制扭矩图（如图e）fr=1232.75n转矩：t=t ii =509.21 n-m(8) 校核轴的

23、强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取a=0.6,截面c 处的当量弯矩：mec=mc2+(at)21/2= 75.74+(0.6x509.21 )21/2=343.4nm(9) 校核危险截面c所需的直径de= me /(0.1ab -1) 1/3= 343.4 / (0.1x55) 1 /3= 20.18mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%de=20.18x1.05=21.19mm<60mm结论：该轴强度足够。主动轴的设计1选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查表 19-14 可知：ab=600mpa,查表 19-17 可知：ob/=55mpa2、按扭矩估算轴的

24、最小直径单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从结构要求考虑，输入端轴径应最小，最小直径为：图ob)c)d)e)f)ft2f»* mhcd>a(p i / n i )1/3查表 19-16 a-115则 d>115x(4.2/384)1/3mm=25.53mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即 25.52x1.05=26.8mm选取标准直径d = 34mm3、轴的结构设计轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上 零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。(1)确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴 承对称布置。两

25、端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过 盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，靠过盈 配合实现周向固定，带轮靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定 位和周向定位。(2)确定各段轴的直径将估算轴d-34mm作为外仲端直径小与带轮相配(如图)， 考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm, 装轴承处d3应大于d2,取d3=45mm,齿轮与轴承出过渡轴径 d4应大于d3,取d4 = 50mmo齿轮左端直径d5与d4相同，d5 =50mm,左端轴承处轴径d6与右端轴承处轴径相等,d6=45mm.(4) 选择轴承型号由2附表5-1初选深沟球轴承,代号为6204,轴承宽度b =

26、19o(5) 确定轴各段直径和长度由草绘图得i 段：d1 =34mm长度 l1 =80mmii 段:d2=40mm反度 l2=60mmiii 段：d3=45mm长度 l3 = 33mmiv段：d4=50mm长度 l4=10mmv 段:d5=50mm 长度 l5=10mmvii段:d4=45mm 长度 l6=33mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=132mm4、按弯矩复合强度校核(1) 齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：t=t i =98.96n-m小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力：圆周力:ft=3157.89n径向力：fr=1232.75n(2) 因为该轴两轴承对称，所以：la

27、=lb=66mm(3) 绘制轴受力简图(如图a)(4)计算支承反力水平平面内以b点为支点zmb = o； -fhax132- frx66-fqx109.5=0fha=- (fc66+fqx109.5) / 132=(1232.75x66+1519.7x109.5) / 132=-1877.04nzfy=0; fha+ f叶 fhb- fq = 0fhb = fq- fha-fr= 1519.7+1877.04-1232.75= 2163.99n竖直平面内：fva=fvb = ft/2 = 3157.89/2 = 1578.945n5)绘制弯矩图在水平面弯矩(如图b)为mhc=fhal/2=-1

28、865.5x132/2000 = 123.1n-mmhb=- fq x109.5/1000=-1519.7x109.5/1000=-166.4nm由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在竖直面上弯矩(如图c)为：mvc=fval/2 = 1661.5x132-2000 = 109.7nm(6) 绘制合弯矩图(如图d)mc = (mhc2+ mvc 2)1/2= (123.12+109.72)1/2= 164.9nmmb = (mhb2)1 / 2=-166.4 n-m(7) 绘制扭矩图(如图e)转矩：t=t i =98.96nm(8) 校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取a-0

29、.6,此轴为此轮轴截面b处的当量弯矩：meb=mb2+(at)21/2=166.42+(0.6x98.96)2 1/2= 142.59nm(9) 校核危险截面b所需的直径de= me /(0.1ob -1) 1 /3= 142.59/(0.1x55)1 1 / 331.9mm<45mm结论：该轴强度足够。五、v带传动设计仁 选择普通v带截型由课本表158得：ka=1.2卩电=4.048kwpc = kap 电= 12x4.0478=4.86kw据 pc = 54.86kw 和 n 电=960r/min由口图158得：选用a型v带2、确定小带轮基准直径由课木表15-8,表15-4,表15-

30、6,取dd1 = 112mm3、确定大带轮基准直径dd2 = i 带=2.5x112=280 mm4、验算带速带速 v： v=ndd1n1/ (60x1000)=ttx1 12x960/ (60x1000)= 5.63m/s在525m/s范围内，带速合适5、初定中心距a00.7 (dd1+dd2) < ao < 2 (dd1+dd2)得 274.4<a0<784取 a0=530 mm6、确定带的基准长lo=2ao+tr(dd 1 +dd2)/2+(dd2-dd 1 )2/4a0=2x530+3.14(112+280)+(280-112)2/(4x530)=1689mm根

31、据课本口表15-2选取相近的ld = 1800mm7、确定实际中心距aa«ao+(ld-ldo)/2= 530+(1800-1689)/2=585.5mm8、验算小带轮包角a1=180°-57.3° x(dd2-dd1)/a=180°-57.3°x(280-112)/585.5=163.33°>120° (适用)9、确定带的根数单根v带传递的额定功率据dd1和n1,查课本表15-7得 p0-1.16kw旳时单根v带的额定功率增量据带型及i查表15-9得p0 = 0.11kw查口表15-10,得ka=0957；查表15-

32、12得kl=101z=pc/(p1+ap1)kakl=4.86/(1.16+0.11) x0.957x1.01= 3.96取z=4根10. 计算轴上压力由课本表15/查得q=0.11kg/m，单根v带的初拉力:f0 = 500pc/zv (2.5/ka-1) +qv2=500x4.86/5x5.63(2.5/0.957-1 )+0.11 x5.632=97.82kn则作用在轴承的压力fqfq=2zf0sin(a1/2)=2x5x 153.55sin(163.55°/2)= 968.14n"、计算带轮的宽度bb= (z-1) e+2f=(5-1) x15+2x10=80 mm九、键的校核计算(1) 主动轴外伸端d=34mm,考虑到键在轴中部安装，故选键10x70 (gb/t1096-2003)b=10mm h=8mm l=70mm选择45钢，其许用挤压应力ap=100 mpaop= 4ti/dhl=4x97x1000/34x8x(70-10)=23.6 mpa<ap故所选键联接强度足够。(2) 从动轴外伸端d二45mm,考虑到键在轴中部安装，故选键14x100(gb/t1096-2003)b=14mm h=9mm l=100mm选择45钢，其许用挤压应力op=100 m