《机械设计》课程解读

1、机械设计课程设计说明书姓名：王玉锋系别：机械工程系班级：机电091学号：200900105012指导老师：机械设计课程设计设计说明书一、传动方案拟定二、电动机的选择三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比四、普通V带的设计五、齿 轮的设计六、传动轴的设计七、联 轴器的选择八、滚动轴承的设计九、键连接的选择十、 箱体设计十一、 润滑密封设计十二、 设计总结十三、 设计参考文献机械设计课程设计题目题目名称：设计两级圆柱齿轮减速器说 明：此减速器用于热处理车间零件清洗传送带的减速。 此设备两班制工作, 工作期限十年，户内使用。传送简图如下：h电动机N带传动3、减速器4, 联轴器&传送带技术

2、参数已知条件数据组号12345678鼓轮直径（mm）300330350350380300360320传送带运行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75传送带从动轴所需扭矩（N - m）7006706509501050900660900一、传动方案拟定 第三组 : 设计两级圆柱斜齿轮减速器1、工作条件：工作为两班工作制，使用期限 10 年，载荷平稳，环境清洁。2、原始数据：鼓轮直径 =350mm传送带运行速度 =0.85m/s 传送带从动轴所需扭矩 =650N.m方案拟定：采用 V 带传动与齿轮传动的组合， 即可满足传动比要求， 同时由于带传动 具有良好的缓冲、吸

3、振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低， 使用维护方便。二、电动机的选择传动装置的总效率n an a=n 1 n 2 n 2 n 2 n 2 n 2 n 3 n 3 n 4=0.92 x 0.99 x 0.99 x 0.99 x 0.99 x 0.99 x 0.97x 0.97 x 0.99=0.81n1为V带的效率，n 2为滚动球轴承的效率n 3为斜圆柱齿轮的效率， n 4为弹性联轴器的效率 电动机的选择执行机构的曲柄转速为 n=1000x 60v- D十3.14=46r / minPw=Tn 9550=650x 46 - 9550=3.13KW电动机所需功率为：Pd=Pw/ n

4、=3.13 - 0.81=3.86KW经查表按推荐的传动比范围，V带传动的传动比i1 ' =24,二级圆柱斜齿轮减速器 的传动比i2 ' =840.则总传动比合理范围为ia ' =16160,电动机转速的可选范围为nd' =ia 'x n= （1660）x 46.4=742.56 7425.6 r /min 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。选型 号为丫112M- 4的三相异步电动机，额定功率为 4kV,满载转速为nm=1440 r/min, 同步转速为 1500 r min。三、确定传动装置的总传动比和分配传动比设电动

5、机的轴为0轴，减速箱的高速轴为1轴，中速轴为2轴，低速轴为3轴(1) 总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速，可得传动装置总传动比为ia=1440 - 46=31.30(2) 分配传动装置传动比la=io x i式中io、i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 io=2.5，则减速器传动比为i=31.30 -2.5=12.52根据各原则，得高速级传动比为i1=4.03，则i2=i - i仁12.52 - 4.03=3.101、计算传动装置的运动和动力参数(1) 各轴转速N0=nm=144Qrmi nN1= nrni0=1440 宁 2.5=576 r /

6、minN2= n1/i1=576 宁 4.03=143 r /minN3=n3/i2=143/3.10=46 r /min(2) 各轴输入功率P1=Pck n 1=4X 0.92=3.68KWP2=P1X n 2X n 3=3.68 X 0.99 X 0.97=3.53KWP3=P2X n 2X n 3=3.53 X 0.99 X 0.97=3.39KW则各轴的输出功率：P1' = P1 X 0.98=3.60KWP2' = P2 X 0.98=3.45KWP3' = P3 X 0.98=3.32KW各轴的转矩电动机轴的输出转矩T。=9550也=9550426.53N

7、mn01440T1=9550X P1/N1= 61.01N.mT2=9550X P2/N2=246.43 N.mT3=9550X P3/N3=734.93 N.m轴0轴1轴2轴3转速r / min140057614346功率KW43.683.533.39转矩N.m26.5361.01246.43734.93四、设计 V 带和带轮(1)确定计算功率查课本表 5.6 得： Ka=1.2Pca=Ka P=1.2X4=4.8KW式中Ka为工作情况系数，P为传递功率，即电动机的额定功率。(2)选择带型号根据Pca=4.8KW和小带轮转速n1=576r/min按图5.8选用带型为A型带。(3) 选取带轮基

8、准直径D1、D2根据V带带型，参考课本表5.2选取D仁90mm( 4)验算带速 VV=n D1n1/60/1000=3.14 X 90X 576- 60- 1000=3r/s小于 30 m/s则大带轮基准直径 D2=io X D1=2.5X 90=225mm 查课本表 5.4选取基准直径 D2=224mm 确定中心距a和带的基准长度Ld由于0.7 ( D1+D2 < ao< 2 (D1+D2 ,所以初步选取中心距 a：即卩219.8mm< ao< 628mm 故取 ao=300估算带长 Ld' 2ao+n /2X( D1+D2 +(D2-D1)2/4ao=110

9、8mm 查课本表 5.3 选取基准长度 Ld=1120mm实际中心距 a=ao+ (Ld- Ld )宁 2=306mm确定中心距调整范围最大 a=a+0.03 Ld=339.6mm最小 a=a-0.015 Ld=289.2mm( 6)验算小带轮包角 a1A1=180° - ( D2-D1)十 aX 60° =153.7 °> 120° ,包角合适。(7)确定V带根数Z查课本表5.7 (a)得单根V带的基本额定功率Po=1.05KW查课本表5.7 （b）得单根V带额定功率增量厶Po=0.17KW查课本表5.8得Ka=0.93，查课本表5.9得Kl=0

10、.91所以 Z=Pca -（ Po+A Po）十 Ka十 Kl=4.65取Z=5小带轮基准直径di=90mn采用实心式结构。大带轮基准直径d2=224mm采用孔板式结构，基准图见零件工作图五、齿轮的设计（一）高速机齿轮传动的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）大、小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。（2）高速机小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为280HBS高速机大齿轮选用45钢 正火，齿面硬度为240HBS（3）初选8级精度计算应力值环数"=60口L =60 x 480x 1X（ 2X 8X 300x 10）=1.38 x 109hN2 = = N 1 /i1=3.45 X

11、 108h （3.5 为齿数比,即 3.5二玉）乙2. 设计计算。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=22则Z2=Z1i 2=22X3.20=70（1）设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核（2）按齿面接触疲劳度设计T1=9.55 X 106X P1/n仁9.55 X 106X 3.68/576=610139N mm由图（11-1）选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为B Hlin1 =1130 MPa6 HLin2=1130MPa选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为B fei=690 MPa6 FE2=690MPa由表11-5查得接触疲劳安全系数：SHmin=1.0SFm

12、in=1.25由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力= 1130M P-1130M Pt F1 凹=550M PF min!- F2 FE2 = 550M PF min初选螺旋角一：=15°取乙=22 则 Z2=Z1i 2=22X 4.03=88.66 取 Z =90实际传动比i 2=90/22=4.09齿形系数由图 11-8 查得，YFa1=2.72 , YFa2=2.20,Y sa1=1.57,Ysa2=1.78因故应对小齿轮进行弯曲强度计算。代入以上数据得法向模数m n > 由表4-1取mn=3mm计算几何尺寸取 a=170mm中心距确定螺旋角齿轮分度圆

13、直径取d i =67mm齿宽 b= ddi=1 x 67=67mm取 b2=65mm b i=70mm3. 校核齿面接触强度由表11-3和11-6查得K=1.3d=1再由表11-6查得 乙=189.8又因为Zh=6.0代入数据得则齿轮圆周速度为 V1=( n d1 n/60 x 1000)=2.02m/s对照表11-2，选8级制造精度是合适的。综合上述可得：名称符号计算公式及取值1端面模数mtmnmt =R = 3.0357cosP2螺旋角P8.83分度圆直 径dd1 =78.74mm, d 2=275.95mm4齿顶咼haha = mn ,=3mm5齿根高hfhf =1.25 mn =3.7

14、5mm6全齿高hha + hf =6.75mm7顶隙chf - ha =0.75mm8齿顶圆直 径dadahaa=d+2 a, mm,9齿根圆直 径d fdf=d-2hf10中心距aa1=mt（K +Z2 ）=189.895mm(二)低速级齿轮传动的设计计算1. 材料：低速级小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数乙=26速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 =3.10 X 30=80.6圆整取z2=80.齿轮精度：按GB/T10095- 1998，选择8级，齿根喷丸强化。2. 设计计算。(1) 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲

15、疲劳强度校核。(2) 按齿面接触疲劳强度设计.T1=9.55 X 106X P3/n3=9.55 X 106X 3.39/46=7303793 N mm由图(11-1)选取齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为B Hlin1 =1130 MPa6 HLin2=1130MPa选取齿轮材料的弯曲疲劳极阴应力分别为B fe1=690 MPa6 FE2=690MPa由表11-5查得接触疲劳安全系数：SmFl.OSFmin=1.25由式(11-2)(11-5)求许用接触应力和许用弯曲应力H1:二 Hlin 1min=1130M2巴S1130M pamint F1FE1 =550M paSf mint F2FE

16、2 = 550M PaSf min初选螺旋角一 15°取乙=26 则 Z4=ZJ 2=26X 3.10=80.6 取整乙=80 实际传动比i 2=80/26=3.08齿形系数 由图 11-8 查得，YFa1=2.60 , YFa2=2.22,Y sa1=1.58,Ysa2=1.595因故应对小齿轮进行弯曲强度计算。代入以上数据得法向模数 m n > 由表4-1取mn=3mm中心距计算几何尺寸取 a=162mm确定螺旋角齿轮分度圆直径齿宽 b= ddi=1 x 79.47=79.470mm取 b4= 75mm b 3=80mm4. 校核齿面接触强度由表11-3和11-6查得K=1

17、.3d=1再由表11-6查得 乙=189.8 又因为ZH=2.439代入数据得则齿轮圆周速度为 V1=( n dm 1/6O x 1000)=0.2m/s对照表11-2，选8级制造精度是合适的。总结：高速级 z 1=22 z 2=90 m=3 低速级 z 3=26 z 5=80 m=3综合上述可得表：序号名称符号计算公式及取值1端面模数mtmnmt =口- 3.05657cos P2螺旋角P11.043分度圆直径dd3 =80.97mm, d 4 =249.14mm4齿顶咼haha mn ,=3mm5齿根高hfh f =1.25 mn =4.175mm6全齿高hha + hf =7.175mm

18、7顶隙chf - ha =1.175mm8齿顶圆直径dada=d+2 ha,9齿根圆直径d fd f =d-2 h f,10中心距aa2= mt (Z3 + Z5 )=165mm六、各轴的设计和计算1、选择材料和热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调质处理。2.初估轴径通常取C=106117高速轴的转矩较小，c取大值，低速轴转矩大，c取小值,中间轴取中间值高速轴的初估轴径中间轴的初估轴径低速轴的初估轴径D1mi n=D2mi n=D3mi n=21.53mm=44.44mm3. 结构设计(1)，对轴段1设计计算如图首先确定个段直径A段：d1=22mm

19、有最小直径算出）B段：d2=30mm根据油圭寸标准，选择毡圈孔径为 29mm勺C段：d3=40mm与轴承（角接触球轴承7208C）配合，取轴承内径D段：d4=43mm 设计轴环定位，取轴肩高度 h=3mmE段：d5=40mm设计非定位轴肩，取轴肩高度 h=3mmG段，d7=40mm,与轴承（轴承7208C）配合，取轴承内径F段：d6=45mm第二将高速级小齿轮设计为齿轮轴确定各段轴的长度A段：L1=80mm v带轮孔的长度B段：L2=55mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 55mmC段：L3=30mm,与轴承（轴承7208C）配合,加上挡油盘长度L3=B+ 3+2=18+10+2=29mmG

20、段：L7 =28mm,与轴承（轴承7208C）配合，加上挡油盘长度F段：L6=65mm齿轮的齿宽 B2=65mmE段：L5=61，定位轴高度a=4mmD段：L4=6名模mm轴环宽度b=1.4a（2）、轴口的设计计算轴u的设计图如下A段：d!=40mm,与轴承（轴承 6208 ）配合B段：d2=72mm,齿轮轴，考虑到健与大 齿轮轴上齿轮的分度圆直径C段：d3=78mm,轴环定位 a=3mmD段：d4=65mm,齿轮轴，考虑到健与小 齿轮轴上齿轮的分度圆直径E段：d5=40mm，与轴承（轴承7208C）配合然后确定各段距离：A段：L! =30mm,考虑轴承（轴承7208C）宽度与挡油盘的长度B段

21、：L2=65mm,取高速轴小齿轮宽度C段：L3=6mm, 取 b=1.6aD段：L4=55mm取低速轴大齿轮宽度E段：L5=30mm,考虑轴承（轴承7208。宽度与挡油盘的长度（3）、轴山的设计计算首先，确定各轴段直径A段：di=50mm,与轴承（轴承7210。配合B段：d2=52 mm,非定位轴肩,h取2mmC段：d3=58mm定位轴肩，取h=3mmD段：d4=54mm,非定位轴肩，h=2mmE段：d5=50mm,与轴承（轴承7210。配合F段：d6=46mm,非定位轴肩，h=2mmG段：d7 =45mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：L!=30m m由轴承长度， 3,4 2,挡油

22、盘尺寸B段：L2=78mn,齿轮齿宽减去2mn,便于安装C段：L3=8mm,轴环宽度，取圆整值D段：L4=46m m由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5=30mm,由轴承长度， 3， 2,挡油盘尺寸F段：L6=55mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7 =90mm联轴器孔长度4. 低速轴的校核. 轴的受力分析画轴的受力简图和弯矩图。(1) . 计算支座反力。Ft=2T1/d 1=5649.78NFr=Fttg20/cos B = 2095.12NFa=Ftg B =1102.3NL1=52mml2=236mm在水平面上F2H=Ft-F1H=1020.1N在垂直面上F2V=Fr-F

23、1V=855.07N(2) . 由画弯矩图在水平面上， a-a 剖面左侧M aH=FiHl i=240.743N ma-a 剖面右侧M' ab=F22=240.743N m在垂直面上,a-a剖面左侧Mav=Fiv?l i=64.483N ma-a剖面右侧M'av=F 2v?l 2=201.8N m合成弯矩，a-a剖面左侧/ 22M M AH M AV = 340.46N.Ma-a剖面右侧(3) .危险截面的当量弯矩查表 14-1 和 14-3 得匚b 二 650MPa 匚b = 60MPa取：二 0.6Me =Ma2-T 2 =上387.542 0.6 1007 2 -751.

24、47N *m(4) .计算危险截面处轴的直径故该轴符合强度条件！5. 轴上倒角与圆角为保证轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm其他轴肩圆角半径均为2mm根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均 为 1*45。七、联轴器的选择1. 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2. 载荷计算.公称转矩：T=9550P -9550264 =333.5n75.6查课本P343表14-1,选取Ka =1.5所以转矩 Tea 二 KaT3 =1.5 311.35 = 467.0275N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩，所以查机械设计手册22 -112

25、选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm八、滚动轴承的设计1轴选轴承为7208C2轴选轴承为7208C3轴选轴承为7210C根据轴承确定各轴安装轴承的直径为D仁 40mmD2=40mmD3=50mm3. 低速轴轴承的校核F1H129639.82 106.5106.5 52=6477.23NF2H=Ft-F 1h=9639.82-6477.23=3132.58NIl |2F2尸Fr-F iv=3132.58-448.91=2898.57N轴承的型号为7210C, Cr=27kN1) 所以轴承2为计算轴承1, 2的的轴向力为由表16-12查得轴承的内部轴向力为FS1 =0.68Fr1

26、=0.68 448.91 = 341.26NFS2 = 0.68Fr2 =0.68 2898.03 = 2037.65N因为Fs1 Fa =341.26 273349 = 3174.75N _Fs2压紧端 Fa2 二 Fs1Fa =341.26 2733.49 二 3176.83N而轴承1为放松端 Fa1 =Fs1 -441.26N2) 计算当量动载荷由表16-11查得e=0.68，而由表16-11可得X=1,Y1=0,X2=041,Y2=0.87。故当量动载荷p1 = XF1 丫氐1 =1 648.91 0 441.26 =648.97Np2 = X2Fr2 丫2Fa2 =0.41 2998

27、.03 0.87 317475 = 3895.25N3) 计算所需的径向基本额定载荷 C因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P2>P1,因以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。查表16-9得fp=1.2 ;工作温度正常，查表16-8得ft=1。所以Cr2=53497N验算滚动轴承寿命由于Fpi Fp2，按轴承1验算寿命106(40800)360 44(12210)= 54132 48000h故所选滚动轴承可以满足寿命要求。又因Q=52499N<C=58200N故所选7210C轴承适用。九、键连接的选择1. 齿轮与轴，带轮与轴，联轴器与轴采用键联接其类型和尺寸为 输出轴联轴器选

28、A型平键联接尺寸 b1=16 h 1=10 L 1=45输出轴大齿轮选一对A型平键联接尺寸 b2=18 h 2=11 L 2=45中速轴大齿轮选A型平键联接尺寸 b3=16 h 3=10 L 3=45输入轴带轮选A型键联接尺寸 b4= 8 h 4=7 L 4=702. 校核键联接的强度查课本表10-10得 取；p=100MPa工作长度 I 1=125 l 2=40 l 3=45 l 4=70键的咼度h1 =11,h2 = 10,h3 = 10, h4 = 8轴径cp1d1 =55, d2 =63,d3 =53, d4 =2834T1104 10071000157.5MPa v ；ph4d111

29、 125 55p:二 p34T3103bfel3d3=4 420 1000 =70命4 vj10 45 53pJ p44T4103h4l4d44 131 1000 =15.3 MPav8 70 70p所以四者都合适十箱体结构的设计箱体尺寸:名称符号计算公式结果箱座壁厚a = 0.025a + 3 兰 811箱盖壁厚66 = 0.02a +3811箱盖凸缘厚度b1th =1.114箱座凸缘厚度bb =1.5cr14箱座底凸缘厚 度b2b2 =2.525地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M20地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径d14 =0.75dfM16机盖与机座联 接螺栓直径d2

30、d2 =（0.50.6）dfM12轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5）df6 812视孔盖螺钉直 径d4d4 =（0.30.4）df8定位销直径dd =（ 0.70.8）d212dfd1 d2 至G查机械课程设计指导 书表42622外机壁距离18df，d2至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导 书表42416外机壁至轴承 座端面距离1111 =C1 +C2+ （812）30大齿轮顶圆与内机壁距离街也1 >12 b11齿轮端面与内 机壁距离人2也2尹11机盖，机座肋厚叶,mE 常 0.85w,m 止 0.85bm1 = 8.5m=8.5十一、润滑密封设计1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 高速齿轮浸入 油里约0.7个齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于 伽巾，1/