机械设计实训报告Word文档下载推荐.docx
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传动效率
较高
低
高
工作寿命
短
中等
长
成本
连续工作性能
较好
间歇
好
环境适应性能
差
电动机与减速器高速轴之间的传动动，采用Ｖ带传减速器则为齿轮传动的。
这样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，适应大起动转矩工况要求，且结构简单，成本低，使用维护方便。
第二章选择电动机
1、电动机类型和结构形式
按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机。
它为卧式封闭结构。
2、电动机容量
1）卷筒周的输出功率Pw
已知Pw=3.3kW
2）电动机输出功率Pd
Pd=Pw/η
传动装置总效率η=η1×
η22×
η3
其中，η1，η2分别为从电动机至低速输出轴之的各传动机构和轴承的效率。
由表2-4差得：
V带传动η1=0.96、滚动轴承η2=0.99、圆柱齿轮传动η3=0.97、
η=0.96×
0.992×
0.97≈0.91
故Pd=3.3/0.91=3.63kW
由课程设计书P196表20-1查得电动机额定功率为Ped=4kw
3、电动机转速的选择
由课程设计书P4表2-1查得V带传动常用传动比范围i’1=2~4，单极圆柱齿轮传动比范围i’2=3~6，则电动机转速可选范围为
n’d=nw·
i’1·
i’2=660~2640r/min
可见同步转速为750r/min1000r/min1500r/min的电动机机都符合。
这里初选1000r/min和1500r/min的电动机进行比较。
如下表;
方案
电动机型号
额定功率（kW）
电动机转速（r/min）
电动机质量（kg）
传动装置的传动比
同步
满载
总传动比
V带传动
单级减速器
1
Y112M-4
4
1500
1440
43
13.09
2.5
5.24
2
Y132M1-6
1000
960
73
8.73
3.49
由表中数据可知两个方案都可以，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，可用方案2，选定发动机Y132M1-6
第三章计算传动装置的运动和动力参数
电动机技术数据和外形尺寸
尺寸
H
A
B
C
D
E
132
216
178
89
38
80
1、计算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
i=nm/nw=960/110=8.73
2）分配各级传动比
取V带传动的传动比i1=2.5，则单极圆柱齿轮减速器的传动比为
i2=i/i1=8.73/2.5=3.49
所得i2值符合一般援助齿轮传动和单极圆柱齿轮减速器传动常用范围
2、计算传动装置的运动和动力参数
1）各轴转速
电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为
n0=nm=960r/min
nⅠ=n0/i1=960/2.5=384r/min
nⅡ=n1/i2=384/3.49≈110r/min
2）各轴输入功率
按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即
P0=Ped=4kW
PⅠ=P0η1=4×
0.96=3.84kW
PⅡ=PⅠη2η3=3.84×
0.99×
0.97=3.69kW
2）各轴转矩
T0=9550P0/n0=9550×
4/960=39.80N·
m
TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=9550×
3.84/384=95.50N·
TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=9550×
3.69/110=320.4N·
将各计算结果汇总列表备用：
电动机轴
高速轴Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速（r/min）
384
110
功率（kW）
3.84
3.69
转矩（N·
m）
39.80
95.50
320.4
传动比
效率
0.96
0.97
第四章带传动设计
1、求计算功率
由机械设计基础课本P218表13-8查得KA=1.2，故
Pc=KAP=1.2×
4=4.8kW
2、选V带型号
可用普通V带或窄V带，先选用普通V带
根据Pc=4.8kW，n1=960r/min，由机械设计基础课本P219图13-15查得此点位于A型
3、求大、小带轮基准直径d2、d1
由机械设计基础课本P219表13-9查得d1应不小于75，现取d1=132mm，得
d2=n1d1（1－ε）/n2=960×
132（1－0.02）/384=323.4mm
由机械设计基础课本P219表13-9查得取d2=355mm（虽使n2略有增大，但其误差小于5%，故允许）
4、验算带速v
v=πd1n1/（60×
1000）=3.14×
132×
960/（60×
1000）=6.63m/s
带速在5~25m/s范围内，合适
5、求V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距
a0=1.5（d1＋d2）=1.5×
（132＋355）=730.5mm
取a0=750mm，符合0.7（d1＋d2）＜a0＜2（d1＋d2）
∴L0=2a0＋π（d1＋d2）/2＋（d2－d1）2/4a0
=[2×
530＋3.14÷
2×
（132＋355）＋（355－132）2÷
4÷
530]mm
≈1847mm
由机械设计基础课本P212表13-2查得Ld=1800mm，KL=1.01
计算实际中心距
a≈a0＋（Ld－L0）/2=530＋（1800－1847）/2=507mm
6、验算小带轮包角
α1=180°
－（d2－d1）×
57.3°
/a≈179＞120°
合适。
7、求V带根数z
z=Pc/（P0＋ΔP0）KαKL
今n1=960r/min，d1=132mm，由机械设计基础课本P214表13-3查得
P0=1.62kW
由i=2.5
由机械设计基础课本P216表13-5查得ΔP0=0.17kW
由机械设计基础课本P217表13-7查得KLα=0.99由此可得
z=4.8÷
（1.62＋0.17）÷
0.98÷
0.99=2.7
取3根
8、球作用在带轮轴上的压力FQ
由机械设计基础课本P212表13-1查得q=0.1kg/m
故单根V带的初拉力
F0=500Pc（2.5/Kα－1）/zv＋qv2=192N
作用在轴上的压力
FQ=2zF0Sinα1/2=1148N
第五章齿轮设计
1、选择材料及确定许用应力
小齿轮用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，由机械设计基础课本P166表11-1查得σHlim1=600Mpa，σFE1=450Mpa
大齿轮用45钢正火，齿面硬度156~217HBS，由机械设计基础课本P166表11-1差得σHlim2=350Mpa，σFE2=300Mpa
由机械设计基础课本P171表11-5查得取SH=1.1，SF=1.25，
[σH1]=σHlim1/SH=545MPa
[σH2]=σHlim2/SH=318MPa
[σF1]=σFE1/SF=360Mpa
[σF2]=σFE2/SF=240Mpa
2、按齿面接触强度设计
设齿轮9级精度制造。
由机械设计基础课本P169表11-3查得取载荷系数K=1.2，由机械设计基础课本P175表11-6查得齿宽系数φd=0.8，小齿轮上的转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
3.84/384=95500N·
mm
由机械设计基础课本P171表11-4查得取ZE=188
d1≥3√[2KT1/φd×
（u+1）（ZEZH/[σH]）2/u]=64.96mm
齿数取z1=35，则z2=3.49×
35=122，故实际传动比i=122/35=3.49
模数m=d1/z1=81/32=2.5mm
齿宽b=φdd1=0.8×
64.96=51.96取b2=52，b1=62
由机械设计基础课本P57表4-1查得取m=2
实际d1=z1×
m=35×
2=70mm,d2=z2×
m=122×
2=244mm
中心距a=（d1＋d2）/2=（70＋224）/2=157mm
3、验算齿轮弯曲强度
由机械设计基础课本P173~174图11-8及11-9查得
齿形系数YFa1=2.56，YSa1=1.63，YFa2=2.10，YSa2=1.83
σF1=2KT1YFa1Ysa1/bm2z1=152Mpa≤[σF1]=360Mpa
σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1Ysa1=139Mpa≤[σF1]=240Mpa，安全。
4、齿轮的圆周速度
v=πd1n1/60×
1000=3.14×
70×
384÷
60÷
1000=1.4m/s≤2m/s
由机械设计基础课本P168表11-2可知选用9级精度是合宜的。
整理齿轮系数于下表
小轮
大轮
a
157
z
35
122
d
70
244
da
74
248
df
65
239
b
62
52
第六章减速器的装配草图的确定
初步绘制减速器装配草图
1、视图选择与布置图面。
2、减速器装配图通常用三个视图主、俯和侧视图并辅以必要的局部视图（零件图和复杂截面图）来表达。
初步估计减速器的长为493，宽为436，高为350.选用A3图纸，以1：
2的比例绘制草图。
3、确定齿轮位置和箱体内壁线。
先从主视图和俯视图开始。
在主视图和俯视图位置由中心距a=157画出齿轮的中心线，再根据齿轮直径和齿小齿d1=70mm,齿宽b1=62，大齿d2=244mm，齿宽b2=52。
绘制齿轮轮廓位置。
nw=49r/min
Pw=3.4kw
Y=6年
Pw=3.3kW
η=7≈0.91
Pd=3.63kW
Ped=4kw
i=8.73
i1=2.5
i2=3.49
n0=960r/min
nⅠ=384r/min
nⅡ≈110r/min
PⅠ=3.84kW
PⅡ=3.69kW
T0=39.80N·
TⅠ=95.50N·
TⅡ=320.4N·
Pc=4.8kW
d1=132mm
d2=355mm
v=6.63m/s
a≈507mm
z=3
T1=95500N.mm
b2=52，b1=62
m=2
d1=244mm
a=157mm
v=1.4m/s
然后按表6.1各零件位置之间的关系，绘出箱体内壁线和轴承内侧端面的初步位置图6.
表6.1
代号
名称
数值
△1
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
≥9.6
△7
箱底至箱底内壁的距离
23
△2
齿轮端面至箱体内壁的距离
12
减速器中心高
192
△3
轴承端面至箱体内壁的距离
8
L1
箱体内壁至轴承座孔端面的距离
55
△4
旋转零件间的轴向距离
e
轴承端盖凸缘厚度
9.6
△5
齿轮顶圆至轴表面的距离
99
L2
箱体内壁轴向距离
86
△6
大齿轮顶圆至箱底内壁的距离
50
L3
箱体轴承座孔端面间的距离
186
3，确定箱体壁厚壁厚和由表6.2确定的轴承旁螺栓的尺寸C1,C2，和表6.1初步确定轴承座孔的长度L1=55可画出箱体轴承座孔外端面线，如图6.1
表6.2
符号
尺寸关系
箱座壁厚
σ
箱盖壁厚
σ1
箱体凸缘厚度
b，b1，b2
箱座b=12，箱盖b1=12，箱底座b2=20
加强肋厚
m，m1
箱座m=6.8，箱盖m1=6.8
地脚螺钉直径
20
地脚螺钉数目
n
轴承旁联接螺栓直径
d1
16
箱盖，箱座联接螺栓直径
d2
10
轴承盖钉直径和数目
d3,n
轴承盖外径
D2
130
观察孔盖螺钉直径
d4
6
d至外壁距离
C1
22
C2
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
图6-1
第七章轴的设计计算
1，初算轴的直径
按扭转强度估算各轴的直径，即：
d≥A
mm,
式中;
P——轴所传递的功率，kW；
N——轴的转速，r/min；
A——由材料的许用扭转应力所确定的系数
可得高速轴d≥25mm低速轴d≥38mm
2，轴的结构设计
㈠输入轴
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
1）轴的各段直径
A.从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴联接，因此右端第一段直径查机械手册表9-1
通过轮槽数为3，可知其长度为50mm，孔径初取32mm
B.右起第二段直径比第一段稍微大，查机械手册表9-9和表16-9可初步取直径为38mm
C.右起第三段，该段与滚动轴承配合，查机械手册表15-3，选用深沟球轴承6308，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度待定，约为33mm
D.右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ50mm，长度取L4=10mm
E.右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ74mm，分度圆直径为Φ70mm，齿轮的宽度为62mm，所以，此段的直径为D5=Φ74mm，长度为L5=62mm
F.右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,直径与右起第四段相同，D4=Φ50mm，长度取L4=10mm
G.右起第七段，该段与滚动轴承配合。
应与右起第三段相同，选用深沟球轴承6308，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度待定，约为33mm
（2）求齿轮上作用力的大小、方向
A.小齿轮分度圆直径：
d1=70mm
B.作用在齿轮上的转矩为：
T1=95.50N·
C.求圆周力：
Ft
Ft=2T2/d2=2×
95.50×
103/70=2729N
D.求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=2729×
tan200=993N
（3）输入轴的校核
A.水平面的支反力：
RH1=RH2=Ft/2=1364.5N
B.垂直面的支反力：
RV1=RV2=496.5N
C.皮带轮产生的力：
P=1148N
P的方向不确定，按最不利情况考虑，绘出D图
D.绘水平弯矩图，如B图
Mh=RH1×
0.5L=1364.5×
0.5×
0.125=85.28N.m
E.绘垂直弯矩图，如C图
Mv=RV1×
0.5L=496.5×
0.125=31.03N.m
F.P产生的弯矩图，如D图
Mp=P×
0.095=1148×
0.095=109.06N.m
G.求合成弯矩图
最不利情况:
MA=
+Mp=199N.m
H.危险截面系数的当量弯矩
Me=
如果认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，则折合系数@=0.6
Me=207N.m
I.计算危险截面外轴直径
轴材料选45钢，调质查表14-1和14-3得σ=650MPa[σ-1b]=60MPa，则
d≥
=32.6mm
此段轴直径70mm远远大于32.6mm，故强度足够。
㈡输出轴
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖
7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—联轴器
1）确定轴各段直径和长度
A.从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴联接，查机械手册表17-4取Φ40mm，长度为112mm
B.右起第二段，和端盖配合，查表可初步取直径为Φ42mm
C.右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承6309，那么该段的直径为Φ45mm，
D.右起第四段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ65mm,长度取L5=18.5mm
E右起第五段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为244mm，则第五段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=52mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=51mm
G.右起第六段，该段为滚动轴承安装处，选用深沟球轴承6309，那么该段的直径为Φ45mm，
第八章滚动轴承的选择和计算
1.输入轴的轴承设计计算
（1）初步计算当量动载荷P
因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=993N
（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值Cr
因轴的结构要求两端选用同样尺寸的轴承。
因受中等冲击载荷，查表16-9得fp=1.5；
工作温度正常，查表16-8得ft=1.根据题目要求，轴承预计寿命合计为
Lh=10×
365×
16=58400小时
所以
C=fp×
P/ft（60n×
Lh/1000000）1/3
=16443.8N
选择6308轴承，查课本附表1，Cr=40.8KN≥16.4438KN
∴此轴承合格
第九章键联接的选择及校核计算
1．输入轴与带轮联接采用平键联接
此段轴径d1=32mm,L1=50mm
查机械手册表14-1得，选用C型平键，得：
键C10×
8GB1096-79L=45mm
T=95.50N·
mh=8mm
根据课本P158式10-26得
σp=4·
T/（d·
h·
L）
=4×
1000/（32×
8×
45）
=33Mpa<
[σR]（110Mpa）
合格
2、输出轴与齿轮联接采用平键联接
此段轴径d2=50mmL2=51mm
查机械手册表14-1得，选用A型平键，得：
键14×
9GB1096-79L=40mm
T=320.4N·
mh=9mm
320.4×
1000/（50×
9×
40）
=71.2Mpa<
3.输出轴与联轴器联接用平键联接
此段轴径d2=40mmL2=112mm
键C12×
8GB1096-79L=100mm
1000/（40×
100）
=40.05Mpa<
第十章联轴器的选择
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。
（2）型号选择
根据T=320.4N，轴的直径为40，选用HL3型弹性柱销联轴器。
第十一章减速器箱体和附件的选择
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
（2）窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
第十二章润滑与密封
1.密封
选用毡圈密封。
毡圈密封效果是靠矩形毡圈安装于梯形槽中所产生的径向压力来实现的。
其特点是结构简单，价廉，但磨损较快，寿命短。
它主要用于轴承采用脂润滑。
毡圈具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。
轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<
12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。
对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0
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