机械设计课设说明书.docx

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机械设计课设说明书

机械设计课程设计说明书

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第1章设计任务书

1.1设计背景

一级直齿圆柱减速器；

拉力F=2300N，速度v=1.2m/s，直径D=300mm；

每天工作小时数：

16小时，工作年限（寿命）：

10年，每年工作天数：

300天；

配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.原动机的选择

3.传动装置的确定

4.计算运动和动力参数

5.普通V带设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.轴的设计及校核计算

9.键联接设计计算

10.联轴器及其他标准件的选择

11.减速器的润滑及密封

12.减速器箱体及设计

第2章传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案的优缺点

由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。

第3章选择原动机

3.1原动机类型的选择

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

3.2确定传动装置的效率

查表得：

联轴器的效率：

η1=0.99

滚动轴承的效率：

η2=0.99

V带的效率：

ηv=0.96

闭式圆柱齿轮的效率：

η3=0.98

工作机的效率：

ηw=0.97

3.3选择原动机容量

工作机所需功率为

电动机所需额定功率:

工作转速：

经查表按推荐的合理传动比*围，V带传动比*围为：

2～4，一级圆柱齿轮传动比*围为：

3～5，因此理论传动比*围为：

6～20。

可选择的电动机转速*围为nd=（6～20）×76.43=459--1529r/min。

额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：

Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为nt=1000r/min。

方案

电机型号

额定功率（kW）

同步转速（r/min）

满载转速（r/min）

1

Y160M1-8

4

750

720

2

Y132M1-6

4

1000

960

3

Y112M-4

4

1500

1440

4

Y112M-2

4

3000

2890

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

（2）分配传动装置传动比

取普通V带的传动比：

iv=3

减速器传动比为i1=4.561

第4章计算运动和动力参数

4.1电动机输出参数

n=960r/min

4.2高速轴的参数

n1=320r/min

T1=90128N*mm

4.3低速轴的参数

N2=70.16r/min

T2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm

4.4工作机的参数

n3=n2=70.16r/min

T3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm

各轴转速、功率和转矩列于下表

轴名称

转速n/（r/min）

功率P/kW

转矩T/（N•mm）

电机轴

960

3.15

31335.9

高速轴

320

3.02

90128

低速轴

70.16

2.93

398824

工作机

70.16

2.76

375864

第5章普通V带设计计算

（1）求计算功率Pc

查表13-9得KA=1.1，故

（2）选V带型号

根据Pc=3.465kW、n1=960r/min，选用A型。

（3）验算带速v

带速在5～30m/s*围内，合适。

（4）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

由式（13-2）得带长

由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm。

再由式（13-15）计算实际中心距

（5）验算小带轮的包角α1

合适。

（6）求V带根数z

由式（13-14）得

今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得

由式（13-8）得传动比

查表13-6得

由α1=161.91°查表13-8得Kα=0.954，表13-2得KL=1，由此可得

取4根

带型

A

V带中心距

570mm

带的根数

4

包角

161.91°

带速

5.02m/s

带长

1750mm

（7）.带轮结构设计

带宽

第6章减速器内部传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa（表11-1）

大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。

区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=1（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=4.22则

齿数取Z1=27，则Z2=i×Z1=4.25×27=115。

故实际传动比

模数

齿宽

取b1=65mmb2=60mm

按表4-1取m=2.5mm，实际的

则中心距

（2）验算轮齿弯曲强度

齿形系数查表

（3）齿轮的圆周速度

可知选用8级精度是合适的。

6.1齿轮参数和几何尺寸总结

参数或几何尺寸

符号

小齿轮

大齿轮

法面模数

mn

2.5

2.5

法面压力角

αn

20

20

法面齿顶高系数

ha*

1.0

1.0

法面顶隙系数

c*

0.25

0.25

齿数

z

27

115

齿顶高

ha

2.5

2.5

齿根高

hf

3

35

分度圆直径

d

68

288

齿顶圆直径

da

73

292

齿根圆直径

df

62

280

齿宽

B

65

60

中心距

a

178

178

第7章轴的设计及校核计算

7.1高速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=320r/min；功率P=3.02kW；轴所传递的转矩T=90128N•mm

（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa

（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25

（4）确定各轴段的直径和长度。

图7-1高速轴示意图

1）高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l1长度略小于大带轮轮毂长度L，取l1=48mm。

选用普通平键，A型键，b×h=8×7mm（GB/T1096-2003），键长L=36mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。

。

参照工作要求并根据d2=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d3=d7=35mm，取挡油环的宽度为12，则l3=l78=17+12=29mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。

由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d4=d6=40mm。

3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。

所以l5=65mm，d5=72mm

4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5）取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。

考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，挡油环宽度s1=12mm，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

轴段

1

2

3

4

5

6

7

直径

25

30

35

40

72

40

35

长度

48

66

29

8

65

8

29

7.2低速轴设计计算

（1）已经确定的运动学和动力学参数

转速n=70.16r/min；功率P=2.93kW；轴所传递的转矩T=398824N•mm

（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa

（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。

d>=37.78

由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42

（4）确定各轴段的长度和直径。

图7-3低速轴示意图

1）输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:

按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。

选用普通平键，A型，b×h=12×8mm（GBT1096-2003），键长L=90mm。

2）初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据d23=47mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×B=50×90×20mm，故d34=d67=50mm。

3）取安装齿轮处的轴段的直径d45=55mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。

已知大齿轮轮毂的宽度为B=60mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=58mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（2~3）R，由轴径d45=55mm故取h=5mm，则轴环处的直径d56=65mm。

轴环宽度b≥1.4h，取l56=8mm。

4）轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5）取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，已知滚动轴承的宽度B=20mm，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

轴段

1

2

3

4

5

6

直径

42

47

50

55

65

50

长度

110

63

44.5

58

8

34.5

（5）轴的受力分析

大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）

Ft2=2549..829N

大齿轮所受的径向力

轴承压力中心到齿轮支点距离l1=63.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=63.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=128mm

计算支承反力在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

1）画弯矩图弯矩图如图所示

在水平面上，a-a剖面右侧为

a-a剖面左侧为

在垂直平面上,a-a剖面

合成弯矩，a-a剖面左侧为

a-a剖面右侧为

2）转矩

Ta=398824N*mm

图7-4低速轴受力及弯矩图

（6）校核轴的强度

因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面

其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

（6）精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。

截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。

截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。

截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。

键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

2）截面Ⅳ左侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢调质。

由表查得：

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表查取，由于：

经过插值后可以查得：

查图可得轴的材料的敏性系数为：

故有效应力集中系数为：

轴按磨削加工，得表面质量系数为：

轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：

碳钢的特性系数为：

于是，计算安全系数Sca值，则得：

故可知其安全。

3）截面右侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面Ⅳ上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴按磨削加工，得表面质量系数为：

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为：

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

7.2低速轴上的轴承校核

轴承型号

内径（mm）

外径（mm）

宽度（mm）

基本额定动载荷（kN）

6210

50

90

20

35

根据前面的计算，选用6210深沟球轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm

由于不存在轴向载荷

轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。

要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得*1=1，Y1=0，*2=1，Y2=0

查表可知ft=1，fp=1.2

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

第8章键联接设计计算

8.1高速轴与大带轮键连接校核

选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长36mm。

键的工作长度l=L-b=28mm

大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.2低速轴与大齿轮键连接校核

选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。

键的工作长度l=L-b=29mm

大齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.3低速轴与联轴器键连接校核

选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。

键的工作长度l=L-b=78mm

联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

第9章联轴器及其他标准件的选择

9.1低速轴上联轴器

（1）计算载荷

由表查得载荷系数K=1.3

计算转矩Tc=K×T=476.5N•m

选择联轴器的型号

（2）选择联轴器的型号

轴伸出端安装的联轴器初选为L*3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N•m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。

从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。

Tc=476.5N•m

n=76.34r/min<[n]=4700r/min

第10章减速器的密封与润滑

10.1减速器的密封（参考课本）

为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。

对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。

本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。

输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。

10.2齿轮的润滑（参考课本及设计手册）

闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。

圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。

采用浸油润滑。

对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。

为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。

根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。

从而选择全损耗系统用油（GB443-1989）;，牌号为L-AN10。

10.3轴承的润滑（参考课本及设计手册）

滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。

选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。

由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。

采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。

在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度*围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。

第11章减速器箱体及设计（见综合课程设计书）

11.1油面指示器

用来指示箱内油面的高度，油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。

11.2通气器

由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。

11.3放油孔及放油螺塞

为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。

11.4窥视孔和视孔盖（参考老版综合课程设计书）

在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。

A1=130，A2=115，B1=90，B2=75

h=5mm

d4=7mm

R=5mm

B=60mm

11.5定位销

采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

11.6启盖螺钉

由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

11.7螺栓及螺钉

用作安装连接用。

第12章减速器箱体及设计

箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。

箱体一般还兼作润滑油的油箱。

机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。

设计减速器的具体结构尺寸如下表：

箱座壁厚

δ

0.025a+1≥8

8mm

箱盖壁厚

δ1

0.02a+1≥8

8mm

箱盖凸缘厚度

b1

1.5δ1

12mm

箱座凸缘厚度

b

1.5δ

12mm

箱座底凸缘厚度

b2

2.5δ

20mm

地脚螺栓的直径

df

0.036a+12

M20

地脚螺栓的数目

n

4

轴承旁连接螺栓直径

d1

0.75df

M16

盖与座连接螺栓直径

d2

（0.5∽0.6）df

M12

轴承端盖螺钉直径

d3

（0.4∽0.5）df

M10

视孔盖螺钉直径

d4

（0.3∽0.4）df

M8

定位销直径

d

（0.7∽0.8）d2

10mm

df、d1、d2至外箱壁距离

C1

查表

26mm、22mm、18mm

df、d1、d2至凸缘边缘距离

C2

查表

24mm、16mm、14mm

轴承旁凸台半径

R1

C2

20mm

凸台高度

h

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准

35mm

外箱壁至轴承座端面距离

l1

C1+C2+（5∽10）

48mm

大齿轮顶圆与内箱壁距离

△1

>1.2δ

10mm

齿轮端面与内箱壁距离

△2

>δ

10mm

箱盖、箱座肋厚

m1、m

m1≈0.85×δ1、m≈0.85×δ

8mm、8mm

轴承端盖外径

D2

D+（5∽5.5）d3；D--轴承外径

122mm、、140mm

第14章设计小结

我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了减速器执行机构和带传动以及齿轮,的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握。

对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!

参考文献

[1]机械设计基础（第六版）.杨可桢.高等教育

[2]机械设计课程设计手册/**泽，罗圣国主编

[3]机械设计课程设计指导书/龚溎义主编

[4]机械制图/**理工大学工程制图教研室编.