机械设计课程设计上海工程技术大学.docx

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机械设计课程设计上海工程技术大学

课程设计目录

一．课题分析———————————————————1

1.1题目——————————————————————1

1.2任务——————————————————————1

1.3时间——————————————————————1

1.4传动方案————————————————————1

1.5参数设计————————————————————1

1.6其他条件————————————————————1

二．传动方案————————————————————1

2.1电动机的选择——————————————————2

2.2传动比分配———————————————————4

2.3各轴转速，传递功率与转矩————————————5

2.4联轴器—————————————————————6

2.5传动方案————————————————————6

三．各级传动———————————————————8

3.1V带传动————————————————————8

3.2齿轮传动设计——————————————————13

四．轴与轴毂连接—————————————————26

4.1减速器各轴结构设计——————————————26

4.2减速器各轴强度验算——————————————28

4.3键联接工作能力验算——————————————26

五．轴承—————————————————————38

5.1减速器各轴所用轴承——————————————38

5.2高速轴轴承的寿命验算—————————————38

六．减速器的润滑与密封——————————————40

6.1减速器中齿轮传动与轴承润滑方式的选择—————40

6.2减速器润滑右右面高度的确定与油量计算—————41

七．减速器箱体与其附件的设计——————————41

7.1箱体设计———————————————————41

7.2主要附件设计—————————————————43

八．小结—————————————————————47

设计计算与说明

结果

一.《机械设计》课程设计任务书

l.题目：

铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计

2.任务：

（1）.减速器装配图（1号）…………1张

（2）.低速轴工作图（2号）…………1张

（3）.大齿轮工作图（2号）…………l张

（4）.设计计算说明书……………1份

3.时间：

2011年12月

4.设计参数：

传动带鼔轮转速n=130r/min，

鼔轮输入功率P=3.5kw，

设计计算与说明

结果

2.2电动机的选择

2.2.1电动机的类型和结构型式

类型：

根据电源与工作机条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机Y132S-6

2.2.2功率的计算和额定功率的选择：

已知：

传动带鼓轮转速n=130r/min,鼓轮输入功率P=3.5kw

查表2－4得：

η总=η带·η滚动轴承·η滚动轴承·η齿轮·η连轴器·η滑动轴承

=0.96×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96

=0.87

所以电动机输出功率：

Pd=Pw÷η=3.5÷0.86=4kW

由表20-1选取电动机额定功率为Ped=4kW

2.2.3选择电动机的转速

查表2-1：

V带传动的单级传动比推荐值为2～4

圆柱齿轮传动的单级传动比推荐值为3～6，

卷筒轴工作转速为130r/min。

所以电动机转速应在

nd＝nw×i1×i2＝130×2×3～130×4×6＝780—3130r/min

符合这一转速的电动机同步转速有（1000,1500，3000）r/min

η总==0.87

Pd=4kW

Ped=4kW

设计计算与说明

结果

2.2.4选择电动机的型号

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，。

因此选用电动机型号为Y132S-6

2.2.5电动机外形简图和主要安装尺寸

（1）.电动机的主要技术数据表：

电动机

型号

额定功率（kW）

电动机转速（r/min）

质量（kg）

同步

满载

Y132S－6

3

1000

960

63

（2）.电动机的外型和安装尺寸表：

H＝132mm

A＝216mm

B＝140mm

C＝89mm

D＝38mm

E＝80mm

F×GD＝10×8mm

G＝33mm

K＝12mm

AB＝280mm

AD＝210mm

AC＝135mm

HD＝315mm

AA＝60mm

BB＝200

m

HA＝18mm

L＝475mm

2.3总传动比的确定和各级传动比的分配

2.3.1理论总传动比

i总＝nm/nw＝960/130＝7.38

2.3.2各级传动比的分配与其说明

取V带传动比：

i带＝2.2

则单级圆柱齿轮减速器传动比

i齿＝i/i带＝7.38/2.2＝3.35

由于i2值一般取3—6

所以i2符合其常规范围。

电动机型号Y132S-6

i总＝7.38

i带＝2.2

i齿＝3.35

设计计算与说明

结果

2.4各轴的转速、转矩和输入功率

2.4.1各轴的理论转速

电动机轴：

n0＝nw＝960r/min

高速轴：

nⅠ＝n0/i1＝960/2.3＝436r/min

低速轴：

nⅡ＝nⅠ/i2＝417/3.21＝198r/min

2.4.2各轴的输入功率

电动机轴：

P0＝Ped＝4kW

高速轴：

PⅠ＝P0×η1×η2＝4×0.96＝3.84kW

低速轴：

PⅡ＝PⅠ×η2×η3＝3.84×0.99×0.97＝3.69kW

2.4.3各轴的理论转矩

电动机轴：

T0＝9550×P0/n0＝9550×4/960＝39.79N•m

高速轴：

TⅠ＝9550×PⅠ/nⅠ＝9550×3.84/320＝84.11N•m

低速轴：

TⅡ＝9550×PⅡ/nⅡ＝9550×3.69/130＝177.977N•m

2.4.4各轴的运动和动力参数汇总表

项目

电动轴

I高速轴

II低速轴

n（r/min）

960

436

198

P（kW）

4

3.84

3.69

T（N•m）

39.79

87.11

177.977

传动比

2.2

3.35

三.传动设计

3.1V带传动

3.1.1V带传动的设计计算

1、确定计算功率Pca

n0＝960r/min

nⅠ＝436r/min

nⅡ＝198r/min

P0＝Ped＝4kW

PⅠ＝3.84kW

PⅡ＝3.69kW

T0＝39.79N•m

TⅠ＝84.11N•m

TⅡ＝177.977N•m

设计计算与说明

结果

由表13-8查得ka=1.1,

故Pc=Ka•3=1.1×4=4.4kW

（2）选取普通V带型号

根据Pc=4.4kw,n1=960r/min,由图13-15，确定选用A型。

（3）小带轮基准直径d1与大带轮基准直径d2

由表13-9取d1=140mm,

由式13-9得d2=n1×d1×（1-ε）/n2=2.3×140×（1-0.002）=308.3mm

由表13-9取d2=300mm,

（4）验算带速V

V=d1×n1×π/60×1000=3.14×140×960/60×1000=7.03m/s,

在5~25m/s范围内，带速合适。

（5）V带内周长度Li和中心距a

0.7（d1+d2）

308mm

初步选取中心距a0=1.5（d1+d2）=660mm,

由式13-2得带长

Li=2a0+[π×（d1+d2）/2]+[（d2-d1）²/4a0]=2126mm

由表13-2对A型带选用基准长度Ld=2240mm

再由式13-16计算实际中心距：

Pc=4.4kW

d1=140mm

d2=300mm

V=7.03m/s

Ld=2240mm

设计计算与说明

结果

a≈a0+（Ld-L0）/2=757mm

（6）小带轮包角α，由式13-1得

α1=180°-（d2-d1）×57.3°/a=180°-215×57.3°/678≈167°>120°

∴主动轮包角合适。

（7）V带根数z,

由式（13-9）得传动比i=d2/[d1（1-ε）]=355/[140×（1-0.02）]=2.3

由式13-15得z=Pc/（P0+ΔP0）/Ka/Kl

由n1=960r/min,d1=140mm,i=2.3

查表13-3得：

P0=1.62kW

由表13-5得：

ΔP0=0.11kW

由α1=165.6°查表13-7得Kα=0.97,

查表13-2得Kl=1.06

则Z=Pca/（（P0+ΔP0）KαKL=2.47

取Z=3根

式中：

P0—单根V带的基本额定功率；

ΔP0—单根V带额定功率增量；

Kα—包角系数；

KL—长度系数。

a=757mm

α1=167°

i=2.3

P0=1.62kW

ΔP0=0.11kW

Kα=0.97,

Kl=1.06

Z=3

设计计算与说明

结果

V带传动主要传动参数见下表：

带型

Ld

（mm）

D1

（mm）

D2

（mm）

A

（mm）

Z

（根）

V

（m/s）

KA

A

2240

140

300

757

3

7.03

1.1

3.1.2带轮结构设计：

由于带轮的基准直径超过300，所以采用钢质材料，椭圆轮辐式带轮带轮的基本尺寸如下：

V带轮槽型尺寸：

（mm）

槽型

bd

b

Ha

hfmin

e

f

δ

ψ

C

A

11

13.2

2.75

8.7

15±0.3

6

38

10

带轮的材料要用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200。

1、小带轮：

D=140mmd=30mmD>（2.5—3）d

故小带轮采用腹板式。

2、大带轮：

D=300mmd1=40mm

D-d1=300-40=280mm>100mm

故大带轮采用腹板式。

设计计算与说明

结果

3.2低速级齿轮传动设计计算

3.2.1低速级齿轮的设计计算

1、齿轮传动设计计算

（1）选择齿轮类型、材料、精度等级与齿数

[1]选用斜齿圆柱齿轮传动。

[2]选用软齿面、闭式传动。

查表11-1得：

小齿轮：

40CrMnMo，调质处理HBS=229~363，

大齿轮：

40CrMnMo，调质处理HBS=229~363，

[3]初选精度等级9级。

[4]高速级传动比i=7.38/3.35=2.2

高速轴转速n=960/2.2=436r/min传动功率P=3.84kW

初选小齿轮齿数：

Z1=21

大齿轮齿数：

Z2=i2×Z1=3.35×21=70.35

取Z2=71

[5]选取螺旋角β=10º

2、按齿面接触强度设计

（1）确定小齿轮分度圆直径：

d1≥

i=2.2

n=436r/min

Z1=21

Z2=71

β=16.6º

设计计算与说明

结果

[σH1]=σHlim1/SH=710/1=710Mpa[σF1]=σFlim1/SF=580/1.25=464Mpa；

查表11-6

=0.8，查表11-3K=1.5，

u=71/21=3.38ZH=2.5，查表11-4ZE=143.7，Zb=0.99；

T1=9.55×106×P/n=9.55×106×3.84/436N·mm=84110N·mm

得d1≥45.9mm，由d1=z1×m得m=2.2所以取m=2.5，

a=

=118.5mm取a=120mm

β=arcos（mn×（z1+z2）/2a）=16.6°

所以取a=120mm，mn=2.5mm，Z1=21Z2=71

d1=52.5mmd2=177.5mm

3.2.2低速级齿轮的结构设计

1）齿宽计算

齿宽b=

×d1=0.8×52.5=42mm则取b2=45mm,b1=50mm

2）分度圆.齿顶圆与齿根直径

小齿轮：

分度圆直径：

d1=52.5mm

=0.8

K=1.5

mn=2.5mm

d1=53.5mm

d2=177.5mm

a=120mm

b1=50mm

b2=45mm

ha=2.5mm

hf=3.125mm

查表4-4得：

ha=mn=2.5mm

hf=1.25mn=1.25×2.5=3.125mm

df1=d1-2hf=53.3-2×3.125=47.05mm

da1=d1+2hf=53.3+2×2.5=58.3mm

大齿轮的计算同上可知:

d2=182.9mm,df2=183.75mm,da2=190mm

3.2.3低速级齿轮的检测参数表计算

一、验算齿轮弯曲强度

Zv1=Z1/cos3β=22.3Zv2=Z2/cos3β=73.4

查图11-8、11-9得YFa1=2.83,YFa2=2.27Ysa1=1.58,Ysa2=1.75

验算齿轮弯曲强度

σF=2KT1×YF/（bm²Z1）=170.5N/mm²<[σF1]

∴齿轮尺寸合适

二、齿轮的圆周速度

V=πd1nI/（60×1000）=1.16m/s

对照表11-2可知9级精度合适。

齿轮设计总表：

（I为小齿轮，II为大齿轮）

齿轮

齿数Z

材料

热处理

传动比

中心距（mm）

模数（mm）

螺旋角

I

21

40CrMnMo

调质

2.2

120

2.5

16.6

II

69

40CrMnMo

调质

齿轮

分度圆直径（mm）

齿顶圆直径（mm）

齿根圆直径（mm）

齿宽（mm）

齿顶高（mm）

齿根高（mm）

I

52.5

58.3

47.05

50

2.5

3.125

II

175

180

168.75

45

df1=47.05mm

da1=58.3mm

d2=182.9mm

df2=183.75mm

da2=190mm

YF1=4.47

YF2=3.97

V=1.16m/s

设计计算与说明

结果

3.3各轴的运动和动力参数汇总表

项目

电动机轴

高速轴

低速轴

转速（r/min）

960

417

130

功率（kW）

4

3.84

3.69

转矩（N·m）

39.79

87.49

271.1

传动比

2.2

3.35

效率

0.95

0.97

3.4联轴器的选择

1.选型说明

由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。

其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。

因此选用弹性柱销联轴器。

2.联轴器型号

Tca＝Ka×TⅡ＝1.1×271.1＝298N•m

由《课程设计》P164表17-4

选择联轴器HL2联轴器J24×52GB5014—86型（J型）

联轴器外形示意图

设计计算与说明

结果

四.轴与轮毂的联接

4.1轴的结构设计

4.1.1轴径设计

低速轴：

利用公式d≥C×（P/N）1/3初步确定所需直径。

∴d≥107×（3.84/417）1/3=21mm

考虑到键的影响,轴径适当放大，

∴取标准值d1=24mm。

d2=d1+8=24+7=31mm

由《课程设计》P158表16-9

根据毛毡圈尺寸查得直径d2=31mm

d3=d2+4=35mm

根据轴承标准内径查得直径d3=35mm

d4装大齿轮，有键，应增宽4%

所以d4=（d3+3）×1.04=38mm,

d6=d3=35mm。

d5由轴承的安装尺寸确定d5=46mm。

∴初步选取角深沟球轴承的型号为6307，

查表15-3得：

轴承外径D=80mm,宽度B=21mm

高速轴：

利用公式d≥C×（P/N）1/3初步确定所需直径

d≥107×（3.84/417）1/3=21mm

dmin=21mm

d1=24mm

d2=31mm

d3=31mm

d4=38mm

d6=35mm

d5=46mm

设计计算与说明

结果

取标准值d1=22mm

d2=d1+5=22+5=27mm

由《课程设计》P158表16-9

根据毛毡圈尺寸查得直径d2=27mm

d3=d2+3=30mm

根据轴承标准内径查得直径d3=30mm

d4装小齿轮，所以d4=d3+5=35mm,取标准值d4=35mm。

d5=d3=57.5mm。

d6=d4=35mm

d7=d3=30mm

∴初步选取角接触球轴承的型号为6306

查表15-3得：

轴承外径D=85mm,宽度B=19mm

4.1.2轴的长度设计：

代号

名称

推荐值

选用值（mm）

Δ1

齿轮顶圆至箱体内壁的距离

≥1.2δ

10

Δ2

齿轮端至箱体内壁的距离

>δ

10

Δ3

轴承端面至箱体内壁的距离

油脂润滑3~5

4

Δ6

大齿轮齿顶圆至箱体内壁距离

>30~50

40

Δ7

箱底至箱底内壁的距离

≈20

20

L1

箱体内壁至轴承座孔端面距离

=δ+C1+C2+（5~10）

60

e

轴承端盖凸缘厚度

10

由以上数据与齿轮设计总表可先画出齿轮啮合俯视图轮廓线。

低速轴:

轴段1：

L1=47mm（根据课程设计书P160联轴器的设计确定）轴段2：

L2=m+e+螺钉头部厚度+5~10=49mm轴段3：

L3=轴承宽度B+结构确定=31mm轴段4：

L4=大齿轮齿宽-5mm=42mm轴段5：

L5=结构确定=13mm轴段6：

L6=轴承宽度+结构确定=21mm

低速轴总长：

L=203mm

高速轴（齿轮轴）

轴段1：

L1=39mm（根据大带轮宽确定的）轴段2：

L2=m+e+螺钉头部厚度+5~10=41mm轴段3：

L3=轴承宽度B=19mm轴段4：

L4=10mm轴段5：

L5=b1=50mm轴段6：

L6=L4=10mm

轴段7：

L7=L3=19

高速轴总长：

L=188mm

d1=22mm

d2=27mm

d3=d7=30mm

d4=d6=35mm

d5=35mm

设计计算与说明

结果

4.2轴的强度校核

只需进行高速轴的强度校核,按弯扭强度计算：

高速轴L=133mm,K=121.5mm,压力角α=20°　　　

∵齿轮上的圆周力Ft=2T1/d1=2943N

轴向力Fr=Ft×tgα/cosβ=1759.7N

径向力Fa=Ft×tgβ=792.4N

带轮的压力FQ=1178.9N

求垂直面的支反力

F1v=（Fr×L/2-Fa×d4/2）/L

=（1759.7×133/2-792.4×60/2）/133=701.1N

F2v=Fr-F1v=1058.6N

2）求水平面的支反力

FH=F1H=F2H=Ft/2=2943/2=1471.5N

3）F在支点产生的反力

F1f=F×k/L=1178.9×121.5/133=1076.9N

F2f=F+F1f=1178.9+1076.9=2255.8N

4）绘垂直面的弯矩图：

Mav=F2v×L/2=70.4N·m

Mav＇=F1v×L/2=46.6N·m

5）绘水平面的弯矩图：

Mah=FH×L/2=97.85N·m

设计计算与说明

结果

6）F力产生的弯矩图：

M2f=F×k=143.24N·m

a-a截面F力产生的弯矩为:

Maf=F2f×L/2=150N·m

7）合成弯矩图

考虑到最不利的情况,把Maf与（Mav2+Mah2）1/2直接相加

Ma=Maf+（Mav2+Mah2）1/2=270.54N·m

Ma’=Maf+（Mav’2+Mah2）1/2=258.38N·m

M2=M2f=143.24N·m

8）轴的传递转矩T=Ft×d/2=2943×0.06/2=88.29N·m

9）最危险截面当量弯矩截面：

可见a-a截面最危险

Me=（M2+αT2）1/2,取α=1,

Me=（270.542+1×（0.6×103）2）1/2=63.95N·m

10）计算危险截面处轴的直径：

轴的材料选用45钢,调质处理,查得бB=650N/mm2,

由此查得许用弯曲应力[б-1b]=60N/mm2,则

（教科书表P166页11-1与P246表14-3）

d≥（Me/0.1/[б-1b]）1/3=（534470/0.1/60）1/3=22mm

而初步设计此段轴径为50>22

∴强度满足要求,合适

设计计算与说明

结果

五.轴承选择计算

5.1高速轴轴承寿命验算

根据所选深沟球轴承6307

Fa/C0r=792.4/17.5=0.045,e=0.26

则X=0.56Y=1.71（教材P280表16-11）

P=XFr+YFa=（0.56×1759.7+1.71×792.4）N=2340.4N

（教材P279表16-8表16-9与P322附表1）

Lh/16/365=18.9年

所选轴承符合要求

设计计算与说明

结果

5.2减速器各轴所用的轴承型号

轴承

型号

d

（mm）

B

（mm）

D

（mm）

高速轴I

深沟球轴承

6306

30

19

72

低速轴II

深沟球轴承

6307

35

21

80

六.减速器的润滑与密封

6.1齿轮传动的润滑

本减速器齿轮圆周速度为：

V=πd1nⅡ/（60*1000）=1.16m/s

齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。

此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。

（课程设计书P153~P154页表16-1、16-4）

机座内装中负荷工业齿轮油N320润滑油（GB5903-86）至规定高度。

轴承用ZGN69-2滚动轴承脂；

密封（课程设计书P156表16-8，P158表16-9）

采用毡圈密封，特点是结构简单、价廉，但磨损较快，

寿命短，用于脂润滑。

设计计算与说明

结果

6.2减速器的密封

本减速器所采用的密封件是毡圈密封圈。

密封方式是接触式密封。

本减速器在轴承旁还设置了挡油环。

七.减