机械设计课程设计

计算及说明机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程设计的教学目的是：1.综合运用《机械原理及设计》课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2.在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础。3.通过设计，使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、标准和规范等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。1、传动方案的分析和拟定；2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算6、键的选择及强度校核（高速轴上键的校核7、联轴器的选择；8、减速器的润滑与密封；10、零件工作图设计；11、编写设计计算说明书；4.工作情况：连续单向运行，工作平稳无过载。1.设计说明书2.减速器装配图3.减速器零件图（一）传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。（二）分析传动方案：（三）技术条件与说明：1.传动装置的使用寿命预定为15年每年按300天计算，2班制工作每班按8小时计算；2.工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击；单、双向回转；3.电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4.传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5.输送带允许的相对速度误差≤±3～5%。（四）设计要求1.设计说明书2.减速器装配图3.减速器零件图二、此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。同轴式减速器长度方向尺寸较小，但轴向尺寸较大，中间轴较长，刚度较差。两级齿轮直径接近，有利于（一）电动机类型的选择按计算要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，电压为380/220V。Y系列电动运输机以及农业机械和食品机械。PFV电动机所需工作功率P=w。其中Pww==闭式斜齿圆柱齿轮的传动效率η3＝0.98；传动滚筒的效率为η4=0.96；计算总的传动效率为：2x4x2xΣ因为系统工作负载平稳，电动机选定功率Pd只需略大于功率Pd即可。由参考文献【5】P169表12－4选定电动机的额定功率为5.5kW。（三）电动机转速的选定2wd符合这一范围的电动机同步转速的有1000r/min、1500r/min、3000r/min三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机，查参考文献【5】P169表12－4选定电动机型号为Y132S-4其主要性能如表所示表3-1Y132S-4电动机主要参数电动机额定功率满载转速起动转矩最大转矩型号/KW/(r.min-1)额定转矩额定转矩Y132S-2（一）传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比w2.分配到各级传动比为：TdTd对于同轴式耳机圆柱齿轮减速器，考虑到润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，故取Σ1.各轴的转速ImI=IIiIIIjIII2.各轴的输入功率Id1III23IIIII23jIII21卷筒轴3.各轴的输入转矩电动机的输出转矩T为dPd6dnm6x故Ⅰ轴卷筒轴4x故Ⅰ轴卷筒轴IIIII223IIjIII21由以上数据得各轴运动及动力参数见表3－1。表3－1各轴运动及动力参数功率/转矩/转速/轴名传动比i效率ηkW（N.mm）(r/min)任务书要求选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由参考文献【2】P191表10－1选择小齿轮材料为40Cr(调质)HBS=241-286，大齿轮材料为45钢(调质)HBS=217-255。1d1按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。2.按齿面接触疲劳强度设计按参考文献【2】计算公式（10-9a）进行计算，即2KTu土1(ZZ)2[H)||（1）确定公式内的各计算数值。tHa1a2a1a2a1a2a4）计算小齿轮传递的转矩6p61=1dEHlim1Hlim28）计算应力循环次数（假设两班制，一班8小时，一年按300天计算，工作寿命10年）9992HN2HN2HN110）计算接触疲劳许用应力H2S（2）计算422）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mZZ14）计算纵向重合度εβ3.按齿根弯曲强度校核由参考文献【2】式10-17得F<[σ]F（1）确定计算参数1）计算载荷系数βAVFaFβ2）根据纵向重合度ε=β3）计算当量齿数4）查取齿形系数5）查取应力校正系数6）由参考文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限7）由参考文献【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力FF1F2大齿轮的数值较大10）校核计算43n3n2nnn（2）计算几何尺寸1）计算中心距将中心距圆整为93mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角3）计算大小齿轮的分度圆直径d=1dd=2d224）计算齿轮宽度高速级大小齿轮的其余各参数见表2-1表2－1高速级齿轮各参数名称符号计算公式及说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高齿根高全齿高分度圆直mnmtnCtβhahfhd1ntmnonoooo*nafdd=11=o径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径d2dda2df1df2ddad=2d2o2f22foomno任务书要求选用斜齿圆柱齿轮传动，运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由参考文献【2】P191表10－1选择小齿轮材料为40Cr(调质)HBS=241-286，大齿轮材料为45钢(调质)HBS=217-255。4=3,由参考文献【2】P205d53按保证齿根弯曲疲劳强度及保证齿面接触疲劳强度两准则进行计算。2.按齿面接触疲劳强度设计按参考文献【2】计算公式（10-9a）进行计算，即2KTu士1(ZZ)2[H)||（1）确定公式内的各计算数值。tH4）计算小齿轮传递的转矩6p6x3=3dEHlim1Hlim28）计算应力循环次数（假设两班制，一班8小时，一年按300天计算，工作寿命10年）984HN2HN2HN110）计算接触疲劳许用应力HHHN3σHlim3K=K=KKKKAVFCFβ2）根据纵向重合度ε=βHH4=H（2）计算522）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数mntZZ34）计算纵向重合度εβ3.按齿根弯曲强度校核由参考文献【2】式10-17得σ=FF（1）确定计算参数1）计算载荷系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数5）查取应力校正系数,大齿轮的弯,大齿轮的弯7）由参考文献【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力F4FF3F4大齿轮的数值较大（1）校核计算5n2nn3n21）计算中心距34n=将中心距圆整为133mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角100（2）计算几何尺寸3）计算大小齿轮的分度圆直径d=3d33d=4d444）计算齿轮宽度由于该减速器为同轴式，故高速级中心距和低速级中心距应该相等，由因为低速级所受载荷较大所以以低速级中心距为准，故a=荷较大所以以低速级中心距为准，故a=a持高速级模数不变，计算低速级几何尺寸12ZZ=1=n2（2）修正螺旋角1。,故螺旋角值改变不大，故参数不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径d=1dd=2d22（4）计算齿轮宽度212低速级大小齿轮的其余各参数见表2－2表2－2低速级各齿轮参数符号m计算公式及说明符号m计算公式及说明nn22otnotCCC=n角端面压力角螺旋角齿顶高齿根高全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径Ctβhahfhd3d4dda4df3df4ddatnooo**=1afd3d4d3d4=n3=n4oof33ff44fo=o=1.选择材料，确定许用应力该轴无特殊要求，因而选用45号钢，正火处理，由参考文献【2】表10-1，知材料的强min11111轴身长度为80mm，中心高为132mm。所以电机轴的直径为38mm。4.Ⅰ轴1)因为Ⅰ轴和电机轴用联轴器连接，所以Ⅰ轴直径也为38mm。2)选联轴器根据传动装置的工作条件，拟选用LT型弹性柱销联轴器（GB/T5004-2003）.先计算名义转矩pnpn转矩为C根据TC2由于该段轴上有两个键槽所以1）由于该段轴上有一个键槽所以)2)选联轴器根据传动装置的工作条件，拟选用凸缘联轴器（GB/T5004-2003）.先计算名义转矩转矩为C根据T根据TC6联轴器6联轴器 2（一）Ⅰ轴的设计1.绘制结构简图2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后1）确定各轴段的直径向定位要求，轴的右端需要制出一轴肩。左端用轴端挡圈定位，D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度是60mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该轴段的长度应比毂孔长度短一些故该轴段的长度为58mm。（2）初步选择滚动轴承（3）取安装齿轮处轴段直径为45mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面件的距离为30mm，故装有轴承段长度取50mm。（5）取齿轮距箱体内壁的距离为16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置是，应距箱体内壁一段距离取8mm，已知滚动轴承宽度为18mm。所以第三段轴长42mm。至此，已初步确定了第六段的长度30mm。（6）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按第三段轴直径为45mm，根据参考文H7,同样半联轴器与轴的连接选用平键H7,同样半联轴器与轴的连接选用平键H7,滚动轴承与轴的周向定位是由H7,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸综上所述：1第二段：根据前面的设计，取d=36mm2第三段：根据前面的设计，取d=40mm3第四段：根据前面的设计，取d=45mm4第五段：根据前面的设计，取d=54mm5第六段：根据前面的设计，取d=40mm6123第四段：根据前面的设计，取a=684563.对Ⅰ轴的强度进行校核1）求Ⅰ轴上齿轮的3个分力，绘出Ⅰ轴的空间受力图（2）作用在齿轮上的力圆周力Ft4径向力FrF=tnFrr轴向力FC（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0A)=0rNH2由此可得：NH2ΣM=0B)=0rNH1由此可得：NH1水平面支座反力计算无误②求竖直面的支座反力ΣM=0ANV2NV2ΣM=0B由此可得：NV1校核ΣZ=0FNV1t竖直面支座反力计算无误①竖直面弯矩ΣMHHCNH2Σ②水平面弯矩MVΣC截面左侧：C截面右侧：③作合成弯矩图C截面左侧：C截面右侧：2+V2MHH表3-1Ⅰ轴的受力情况弯矩及扭矩情况载荷水平面H垂直面V载荷支反力V1弯矩弯矩V2总弯矩扭矩扭矩（4）作扭矩图（5）按弯扭合成应力校核轴的强度M2222=3（二）Ⅲ轴的设计1.绘制结构简图2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后2）确定各轴段的直径向定位要求，轴的右端需要制出一轴肩。左端用轴端挡圈定位，D=50mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度是84mm，为了保证轴端挡圈压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故该轴段的长度应比毂孔长度短一些故该轴段的长度为82mm。（2）初步选择滚动轴承选用角接触球轴承，因为第三段直径为50mm，参照工作要求并根据参考文献【3】表12-2，（3）取安装齿轮处轴段直径为55mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为60mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器的右端面件的距离为30mm，故装有轴承段长度取50mm。（5）取齿轮距箱体内壁的距离为16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置是，应距箱体内壁一段距离取8mm，已知滚动轴承宽度为18mm。所以第三段轴长48mm。至此，已初步确定了第六段的长度32mm。（6）轴上零件的轴向定位齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。按第四段轴直径为55mm，根据参考文H7由良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样半联轴器与轴的连接选用平键H7过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸综上所述：Ⅲ轴各段的直径1第二段：根据前面的设计，取d=45mm2第三段：根据前面的设计，取d=50mm3第四段：根据前面的设计，取d=55mm4第五段：根据前面的设计，取d=65mm5第六段：根据前面的设计，取d=50mm6Ⅲ轴各段的长度1234563.对Ⅲ轴的强度进行校核1）求Ⅲ轴上齿轮的3个分力，绘出Ⅰ轴的空间受力图（2）作用在齿轮上的力圆周力Ft5径向力FrFr=tn=轴向力FC（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0BrNH2由此可得：NH2ΣM=0DrNH1由此可得：NH1水平面支座反力计算无误②求竖直面的支座反力ΣM=0BtNV2ΣM=0DtNV1由此可得：NV1校核ΣZ=0由此可得：FNV2竖直面支座反力计算无误①竖直面弯矩ΣMHHCNH2②水平面弯矩ΣMVC截面左侧：C截面右侧：③作合成弯矩图C截面左侧：M=M2+M2=C截面右侧：M=M2+M2=表3-1Ⅲ轴的受力情况弯矩及扭矩情况载荷垂直面V水平面H载荷垂直面V支反力弯矩总弯矩扭矩FFNVFFNH2NVNH2V1HCV2C255（4）作扭矩图,故该轴安全。,故该轴安全。（5）按弯扭合成应力校核轴的强度该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面为C截面。根据参考文献【2】式15-5及上表中的数据，以M2231（三）Ⅱ轴的设计1.绘制结构简图2.确定各轴段尺寸总体选取步骤：以初步计算的最小直径d为基础，轴的直径从周段逐渐向中间增大，然后3）确定各轴段的直径（2）初步选择滚动轴承选用角接触球轴承，参照工作要求，根据参考文献【3】表12-2，选择7307C（3）取安装齿轮处轴段直径为40mm，齿轮的左端与右端轴承之间采用套筒定位，一直齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取的直径为50mm，由于是同轴式故中间段为88mm，第四段的长度也为63mm。（4）同样装小齿轮处的轴的直径为40mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应该略短于轮毂宽度，故取63mm。齿轮的左端采用轴肩定位。（5）因为该减速器为同轴式，所以第一段的长度为48mm，第三段的长度为63mm，第五段的长度为45mm。（6）轴上零件的轴向定位第二段的直径为40mm，第四段的直径也为40mm，根据参考文献【3】表11-28选用平。同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性，故选择齿H7,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径H7,滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（7）确定轴上圆周角和倒角尺寸综上所述：1第二段：根据前面的设计，取d=40mm2第三段：根据前面的设计，取d=50mm3第四段：根据前面的设计，取d=40mm4第五段：根据前面的设计，取d=35mm5123453.对Ⅱ轴的强度进行校核1）求Ⅱ轴上齿轮的3个分力，绘出Ⅰ轴的空间受力图（2）作用在齿轮上的力高速级大齿轮圆周力Ft径向力FrF=tnFrr轴向力FC低速级小齿轮圆周力F't5径向力F'rr=r轴向力F'C（3）求支座反力①求水平面的支座反力ΣM=0ArrNH2由此可得：NH2ΣM=0DrrNH1由此可得：NH1rrNH1NH2水平面支座反力计算无误②求竖直面的支座反力ΣM=0A由此可得：NV2ΣM=0D由此可得：NV1校核ΣZ=0FNV1Σ①竖直面弯矩MHΣBNH1②水平面弯矩ΣMVB截面左侧：B截面右侧：C截面左侧：C截面右侧：③作合成弯矩图B截面左侧：B截面右侧：C截面左侧：2C截面右侧：表3-1Ⅰ轴的受力情况弯矩及扭矩情况载荷载荷NHNH1NV1支反力NH2NV2弯矩B2V1V2C2总弯矩扭矩（4）作扭矩图（5）按弯扭合成应力校核轴的强度该轴上承受最大弯矩和扭矩的截面为B、C截面。根据参考文献【2】式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力B截面的许用应力为M22装=装=3C截面的许用应力为311.Ⅰ轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查h由前面的设计知：2+r1NH2+2=r2NH2NV23.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2rdF的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取a参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取aC0d1r1000根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得12再计算00Fa两次计算的aC0相差不大，因此确定12a24.求轴承当量动载荷P1和P2r1a2=r2根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为pp5.验算轴承寿命ε31.Ⅱ轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查2.Ⅱ轴上轴承寿命计算h由前面的设计知：2=r1NH2=r2NH2NV23.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2rdF的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取a参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取aC0d1r100a2=0根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得12再计算a1=0a2=0Fa两次计算的aC012a24.求轴承当量动载荷P1和P2a1=r1a2=r2根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承2pp5.验算轴承寿命(C)ε(C)ε6h（)（)1.Ⅲ轴上轴承的选择由于受径向载荷和轴向载荷，所以选用角接触球轴承，根据直径和前面的设计初选以及查2.Ⅲ轴上轴承寿命计算h由前面的设计知：22r1NH22r2NH2NV23.求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2rdF的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取a参考文献【2】表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现轴向力未知，故先初取aC0d1r1000根据参考文献【2】表13-5进行差值计算得12再计算0a20Fa两次计算的aC0124.求轴承当量动载荷P1和P2Fa1=Fr1Fa2=Fr2根据参考文献【2】表13-5分别进行查表或差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为pp5.验算轴承寿命(C)ε6(6(C)ε6(63|L（)h一、I轴上键联接的选择计算2.尺寸选择按前面的设计知齿轮与轴的连接选用键bxhxl=14mmx9mmx50mm半联轴器与轴的3.强度验算papl键遇键槽接触疲劳强度pa1.III轴上键的选择III轴齿轮上的键选A型键，联轴器上的键选2.尺寸选择3.强度验算papapal键遇键槽接触疲劳强度51.II轴上键的选择2.尺寸选择3.强度验算papa键遇键槽接触疲劳强度5齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润1.轴伸出端的密封轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。2.箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3.轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。查参考文献【3】表13-1，Ⅰ轴与电机轴连接选用HL6型弹性柱销联轴器，Ⅲ轴与卷筒连2.载荷计算公称转矩3.31×104N.mm公称转矩3.6×105N.mm3.型号选择根据参考文献【3】表13-1查得HL6型弹性柱销联轴器的许用转矩为250N.mm，许用最大转速为3800r/min，轴径为32-42mm,故合根据参考文献【3】表13-4查得GY6型凸缘联轴器的许用转矩为900N.mm，许用最大转速为6800r/min，轴径为38-1.观察孔及观察孔盖的选择与设计观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油2.油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。3.通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。根据参考文献【3】表14-9选M36x2型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计5.起吊环、吊耳的设计为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端6.起盖螺钉的选择为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直7.定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，各装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。1.箱体的高度