机械设计基础课程设计说明书样本.doc

目目 录录 1 1 传动方案分析传动方案分析 .0 0 2 2 电动机的选择计算电动机的选择计算 .1 1 3 3 传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算 .2 2 4 4 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 .3 3 5 5 轴的设计计算与联轴器的选择轴的设计计算与联轴器的选择 .6 6 6 6 键连接的选择及计算键连接的选择及计算 .1212 7 7 滚动轴承的校核（低速轴轴承）滚动轴承的校核（低速轴轴承） .1313 8 8 润滑和密封方式的选润滑和密封方式的选择择，润滑油和牌号的确定，润滑油和牌号的确定 .1414 9 9 箱体及附件的结构设计和计算箱体及附件的结构设计和计算 .1414 1010 设计小结设计小结 .1616 1111 参考资料参考资料 .1616 1 传动方案分析 传动方案如下图，已由老师给定，其特点为：减速器的尺寸紧凑，闭式齿轮传动可 保证良好的润滑和工作要求。 2 电动机的选择计算 2.1 电动机的选择 2.1.1 电动机类型的选择 根据动力源和工作要求，选 Y 系列三相异步电动机。 2.1.2 电动机功率的选择 e P 工作机所需有效功率 。KW FV PW03 . 2 1000 7 . 2750 1000 由传动示意图可知：电动机所需有效功率/ W P d P 式中，为传动装置的总效率 。 n 4321 设，分别为弹性连轴器（2 个） 、闭式齿轮（设齿轮精度为 8 级） 、滚 1 2 3 4 动轴承（3 对） 、运输机卷筒的效率。查表得，99 . 0 1 ，则传动装置的总效率97 . 0 2 99 . 0 3 96 . 0 4 886. 096 . 0 99 . 0 97. 099. 0 32 4 3 32 2 1 电动机所需有效功率 。KW P P w d 29 . 2 886 . 0 03 . 2 查表选取电动机的额定功率为 。 e PKW3 1 电动机 2 联轴器 3 斜齿圆柱齿轮减速器 4 卷筒 5 运输带 2.1.3 电动机转速的选择 工作机所需转速 。min/26.184 280 1000607 . 2100060 r D V nw 查表 2-3 知总传动比 =35.5。i 则电动机的满载转速。min/43.101378.5525.5326.184rinn wm ）（）（ 查表选取满载转速为 同步转速为的 Y132S-6 型电动机，则传动min/960rnmmin/1000r 装置的总传动比，且查得电动机的数据及总传动比如下：21 . 5 26.184 960 w m n n i 电动机型号额定功率 KW同步转速 r/min满载转速 r/min Y132S-63KW1000r/min960r/min 总传动比轴伸尺寸 DE中心高 mm平键尺寸 FG 5.2138mm80mm132mm10mm33mm 3 3 传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算 3.1 传动比的分配 由传动示意图可知：只存在减速器的单级传动比，即闭式圆柱齿轮的传动比，其值 21 . 5 i 3.2 传动装置的运动和动力参数计算 3.2.1 各轴的转速计算 由传动示意图可知, 轴，的转速： min/26.184 min/26.184 21 . 5 960 min/960 min/960 34 2 3 12 1 rnn r i n n rnn rnn m 3.2.2 各轴的输入功率计算 因为所设计的传动装置用于专用机器，故按电动机的所需功率计算。 d P 轴，的输入功率： KWPP KWPP KWPP KWPP d d 13 . 2 99 . 0 99. 018 . 2 18 . 2 99 . 0 97. 027 . 2 27 . 2 99 . 0 29 . 2 29 . 2 3134 3223 12 1 3.2.3 各轴的输入转矩计算 轴，的输入转矩： MN n P T MN n P T MN n P T MN n P T 40.110 26.184 13 . 2 95509550 99.112 26.184 18 . 2 95509550 58.22 960 27 . 2 95509550 78.22 960 29 . 2 95509550 4 4 4 3 3 3 2 2 2 1 1 1 将上述结果列于下表中，以供查询。 轴号转速 n r/min功率 P KW转矩 T NM传动比 i 9602.2922.78 9602.2722.58 184.262.18112.99 184.262.13110.40 1 21 . 5 1 i i i 4 4 齿轮传动的设计计算齿轮传动的设计计算 如传动示意图所示：齿轮和的已知数据如下表： 齿轮功率 P KW转速 n r/min转矩 T NM KWP27 . 2 2 min/960 2 rn MNT58.22 2 KWP18 . 2 3 min/26.184 3 rn MNT99.112 3 4.1 选择齿轮精度 按照工作要求确定齿轮精度为 8 级。 4.2 选择齿轮材料 考虑到生产要求和工作要求，查图表，可得（小） 、（大）齿轮的选材，及相应 数据如下： 齿轮材料热处理硬度弯曲疲劳极限应力接触疲劳极限应力 45 钢调质HBSHB220 1 MPa F 220 1lim MPa H 570 1lim 45 钢调质HBSHB180 2 MPa F 210 2lim MPa H 530 2lim 由于该齿轮传动为闭式软齿面传动，主要失效形式为齿面疲劳点蚀，故应按接触疲 劳强度进行设计，并校核其齿根弯曲疲劳强度。 4.3 许用应力计算 齿轮、的循环次数（使用寿命为 10 年）为： 8 32 9 21 1065. 283001026.1846060 1038. 18300109606060 tanN tanN 查图得,1, 1, 1 2121 NNNN ZZYY 设取（两轮均为软齿mmmn5 . 51, 1 . 1, 4 . 1, 1, 2 minmin21 WHFXXST ZSSYYY 面）可求得： MPaZZ S MPaZZ S MPaYY S Y MPaYY S Y WN H H HP WN H H HP XN F STF FP XN F STF FP 82.481 1 . 1 11530 18.518 1 . 1 11570 300 4 . 1 112210 3 . 314 4 . 1 112220 2 min 2lim 2 1 min 1lim 1 22 min 2lim 2 11 min 1lim 1 4.4 按接触疲劳强度进行设计 4.4.1 小齿轮的名义转矩 MNT58.22 2 4.4.2 选取各系数并列表 载荷系数齿宽系数重合度系数 （斜齿轮电动机传动）4 . 1K （软齿面）1 d 88 . 0 Z 4.4.3 初定齿轮的参数 ，取 2 . 1042021 . 5 ,20 121 ZiZZ104 2 Z 10, 2 . 5 20 104 u 4.4.4 初算分度圆直径并确定模数和螺旋角 因两齿轮均为钢制，故，则MPaZE 8 . 189 mm dd a mmdud mm u uKTZ d dHP 087.117 2 404.19677.37 2 404.19677.372 . 5 77.37 2 . 5 12 . 5 1 58.224 . 1 82.481 88 . 0 754 1 754 21 12 3 2 2 2 2 1 所以 a 取圆整值为 ；mma125 法向模数：，mm COS ZZ a mn99 . 1 124 101252cos2 21 圆整为标准值。mmmn2 调整螺旋角： 82 . 7 1252 )10420(2 arccos 2 )( arccos 21 a ZZmn 故 =103， ，重新计算： 2 Z15 . 5 20 103 u mm dd a mmdud mm u uKTZ d dHP 2135.116 2 463.19479.37 2 634.194793.3715 . 5 793.37 15 . 5 115 . 5 1 58.224 . 1 82.481 88 . 0 754 1 754 21 12 3 2 2 2 2 1 所以 a 取圆整值为 ；mma125 法向模数：，mm COS ZZ a mn0016 . 2 123 101252cos2 21 圆整为标准值。mmmn2 调整螺旋角： 471510263.10 1252 )10320(2 arccos 2 )( arccos 21 a ZZmn 4.4.5 计算齿轮的几何尺寸 螺旋角， 法向模数， 471510mmmn2 齿数， 中心距.103,20 21 ZZmma125 分度圆直径：，mm Zm dmm Zm d nn 350.209 cos ,650.40 cos 2 2 1 1 齿顶圆直径：，mmmddmmmdd nana 350.2132,650.442 2211 齿根圆直径：，mmmddmmmdd nfnf 350.2045 . 2,650.355 . 2 2211 齿宽：， mmbmmbb mmbdb d 50,5146)105( 41650.40650.401 121 212 取 ，取 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数：， 108 263.10cos 103 cos 21 263.10cos 20 cos 33 2 2 33 1 1 Z Z Z Z v v 查图得， 端面重合度，96 . 3 ,34 . 4 21 FSFS YY67 . 1 cos) 11 (2 . 388 . 1 21 ZZ 再查图得，则62 . 0 Y MPaYY Zmb KT MPaYY Zmb KT FPFS n F FPFS n F 3 . 31419.3862 . 0 96 . 3 20241 58.224 . 120002000 3 . 31485.4162 . 0 34 . 4 20250 58.224 . 120002000 1 2 2 1 2 2 2 2 1 2 1 1 2 1 2 1 即齿根弯曲疲劳强度足够。 4.6 计算齿轮的圆周速度 sm nd v/04 . 2 60000 960650.40 100060 21 4.7 齿轮的受力分析 齿轮，的受力情况如下图所示： 各力的大小分别为： 圆周力：N d T FF tt 947.1110 650.40 58.2220002000 1 2 21 径向力：NFFF n trr 926.410 263.10cos 20tan 947.1110 cos tan 121 轴向力：NFFF taa 152.201263.10tan947.110tan 121 5 轴的设计计算与联轴器的选择 5.1 选择轴的材料 该轴无特殊要求，因而选用调质处理的 45 钢。查表知。MPa B 650 5.2 初算轴径 一轴的轴径即为电动机外伸轴直径mmD38 轴（与齿轮配合）： 查表取 C=117, 并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径 mm n P Cd367.16 960 27 . 2 11705 . 1 05 . 1 3 3 2 2 2min 轴（与齿轮配合）： 查表取 C=110，并且安装联轴器处有个键槽，故轴径 mm n P Cd318.26 26.184 18 . 2 11005 . 1 05 . 1 3 3 3 3 3min 轴：查表取 C=110，并且安装联轴器处有一个键槽，故轴径 mm n P Cd115.26 26.184 13 . 2 11005 . 1 05 . 1 3 3 4 4 4min 5.3 联轴器选择 由电动机外伸轴径及传动要求，公称转矩，查表选取 TL6 弹性mmD38 21 TTTn 套柱销联轴器，故取轴与联轴器连接的轴径为 32mm。844323 8032 8038 GB YC Y 因为轴与轴的最小轴径分别为并考虑传动要求，mmdmmd115.26,318.26 4min3min 公称转矩，查表选取 YL8 凸缘联轴器，故轴、轴与 43 TTTn865843 8038 8038 GB Y YC 联轴器连接的的轴径均为 38mm。 5.4 轴承的选择 根据初算轴径，考虑轴上零件的轴向定位和固定，假设选用深沟球轴承，查表可估 选出装轴承处的轴径及轴承型号，见下表： 轴号装轴承处的轴径轴承型号 40mm 滚动轴承 6208 GB/T276-94 50mm 滚动轴承 6210 GB/T276-94 5.5 齿轮的结构设计 5.5.1 大齿轮 因为齿顶圆直径：，为了减轻重量和节mmmmdmmmm a 400350.21320038 2 约材料，并考虑机械性能，故大齿轮采用腹板式自由锻结构，且取与轴连接处的直径为 52mm。 83.2 dd6 . 1 1 52 Bl 135.775 )(5 . 0 110 dDD 52.575)(25 . 0 110 dDd 12.3 BC3 . 0 ) 3 . 122 . 8()3 . 02 . 0( 1 BC 1 n mn5 . 0 5r 2 1 n 8)85()45 . 2( 0 n m 188.35 01 2 f dD 5.6 轴的设计计算 轴径和轴长的设计 5.6.1 高速轴 D1=32，L1=80 D2=38,L2=45 D3=40,L3=18 D4=47,L4=12 D5=40.650,L 5=50 D6=d4=47,L6=12 D7=D3=38,L 7=L3=18 5.6.2 低速轴 D7=50,L7=18 D6=57,L6=12D5=61,L5=8 D4=52,L4=38 D3=50,L3=40 D2=48,L2=45D1=38,L1=80 5.7 低速轴的校核 5.7.1 受力分析 低速轴上齿轮的受力情况，已经分析清楚（见齿轮部分见 4.7） 。 水平面的受力和弯矩图 A Ft2 B C FRA FRB 27.218Nm 垂直面的受力和弯矩图 Fa2 Ft2 FRA FRB 11.979Nm 8.157Nm 合成弯矩图 29.728Nm 28.40Nm 转矩图 T2=112.99Nm 当量弯矩图 74.23Nm 73.26Nm T2=68.020Nm 5.7.2 轴承的支反力 水平面上的支反力：N F FF t RBRA 4735.555 2 947.1110 2 2 垂直面上的支反力： NFdFF NFdFF RaRB RaRA 462.24498/ 49)2/( 464.16698/ 49)2/( 222 222 5.7.3 画弯矩图 剖面 C 处水平面的弯矩：mNFM RAC 218.271049 3 垂直面上的弯矩： mNdFFM mNFM a RAC RAC 979.1110)2/49( 157 . 8 1049 3 22 2 ; 3 1 合成弯矩： mNMMM mNMMM CCC CCC 728.29 40.28 2 2 2 2 2 1 2 1 5.7.4 画转矩图 mNT99.112 2 5.7.5 画当量弯矩图 因单向回转，视转矩为脉动循环， 。已知查表得,650MPa B ，则MPaMPa bb 98 ,59 01 602 . 0 / 01 bb 剖面 C 处的当量弯矩 mNTMM mNMTMM C C cC C 23.74)99.112602 . 0 (728.29)( 26.73)( 222 2 2 2 2 1 2 2 2 1 1 5.7.6 判断危险剖面并验算强度 剖面 C 当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，估剖面 C 为危险剖面。已知 MPamNmM bCe 0 . 59 ,23.74 1 2 b e e MPa d M 279 . 5 521 . 0 100023.74 1 . 0 1 33 剖面 D 处的直径最小，估计该剖面也为危险剖面 b e e D MPa d M MPaTTM 396.12 381 . 0 1000020.68 1 . 0 020.6899.112602 . 0 )( 1 33 2 所以其强度足够。 6 键连接的选择及计算 各处的键均采用有轻度冲击的普通平键半圆键的联接方式，查表可得 MPa p 6050 高速轴联轴器处选键 C1070 GB1096-79，其挤压强度为 04 . 5 70832 100058.2244 2 pp MPa dhl T 电动机处的键是查表所得，故无须校核。 低速轴联轴器处选键 C1070 GB1096-79，其挤压强度为 24.21 70838 100099.11244 2 pp MPa dhl T 低速轴齿轮处选键 C1632 GB1096-79，其挤压强度 所以各键强度足够。 7 滚动轴承的校核（低速轴轴承） 在轴的设计计算部分已经选用如下表所示深沟球轴承： 轴号装轴承处的轴径轴承型号 40mm 滚动轴承 6208 GB/T276- 94 45mm 滚动轴承 6209 GB/T276- 94 7.1 轴的受力状况及轴承载荷计算 水平面上的支反力：N F FF t RBRA 4375.555 2 947.1110 2 2 垂直面上的支反力： NFdFF NFdFF RaRB RaRA 162.24498/ 49)2/( 464.16698/ 49)2/( 222 222 轴承所承受的径向载荷 NFFF NFFF RBRBR RARAR 734.606162.2444375.555 846.579464.1664375.555 222 2 2 222 2 1 轴向外载荷NFA152.201 轴承的转速 n=184.26r/min 单班制工作，预期寿命 3 年，则 hL720083003 7.2 求当量动载荷 查表取 KNCKNCrf rp 8 . 19, 0 . 27, 2 . 1 0 按图，轴承未承受轴向载荷，故NFfP Rp 815.695846.5792 . 1 11 轴承受轴向载荷；，查表取 AA FF 2 0102 . 0 19800/152.201/ 02 rA CF ，eFFe RA 33 . 0 734.606/152.201/,22 . 0 22 查表取, 5 . 2,56 . 0 YX 1222 49.890)152.2010 . 2734.60656 . 0 (2 . 1)(PNYFXFfP ARp 故仅计算轴承的寿命即可。 7.3 求轴承的寿命 Lh P Cr n Lh 341.2521252) 49.890 27000 26.18460 10 )( 60 10 3 6 2 6 （ 实际寿命比预期寿命大，故所选轴承合适。 8 润滑和密封方式的选择，润滑油和牌号的确定 8.1 齿轮润滑剂的选择 因是闭式齿轮传动，且齿轮选用 45 钢，调质处理，其硬度 且节圆处：,280220180 12 HBSHBSHBHBSHBsmsmv/2/04 . 2 FA FR1FR2 所以两个齿轮均采用油润滑，开油沟，油沟尺寸为 abc=6mm7mm5mm。 查表，选择润滑油的黏度为 118，选择油的代号为 AN150 GB5903-86 8.2 齿轮的润滑方式 因为故采用油池浸润润滑。smsmv/2/04 . 2 8.3 轴承的润滑 采用飞溅方式直接用减速器油池内的润滑油进行润滑。 8.4 密封方式的确定 根据减速器的密封要求，选择接触式密封方式，根据轴径查表选择毡圈油封及槽， 分别选：毡圈 38 JB/ZQ4406-86、毡圈 48 JB/ZQ4406-86。 箱体剖分面上允许涂密封胶或水玻璃，不允许塞入任何垫片或填料。 9 箱体及附件的结构设计和计算 9.1 减速器铸造箱体的结构尺寸 参照表 5-1 各部位尺寸列于下表： 名称符号 结构尺 寸 名称符号 结构尺 寸 箱体壁厚 8mm 螺栓直径 d112mm 箱盖壁厚 18mm 沉头座直径 D126mm 通孔直径 d1/13.5mm C120mm 箱座 b12mm 轴 承 旁 凸缘尺寸 C216mm 螺栓直径 d28mm 箱盖 B112mm 沉头座直 径 D218mm 凸 缘 厚 度 底座 B220mm 通孔直径 d2/9mm 高度 h50mm 螺栓间距 l130mm 轴承旁 凸台半径 R116C115mm 轴承盖外径 D2120mm 连接 螺栓 箱体、 箱座 凸缘尺寸 C212mm 直径 df16mm 轴承盖螺钉直径 d38mm 数目 N 4 个视孔盖螺钉直径 d46mm 通孔直径 Df/20mm 定位销螺钉直径 d8mm 沉头座直径 D045mm 箱体外壁至轴承端面的距 离 L144mm C125mm 大齿轮顶圆与箱体内壁距 离 112mm 地 脚 螺 钉 底座凸缘 尺寸 C223mm 齿轮端面与箱体内壁的距 离 210mm 箱体 m8mm 箱座高度 H158mm 肋 厚箱盖 m18mm 油面高度 h40mm 铸件有 1：20 的拔模斜度，铸造圆角半径取 R=5mm,沉头座锪平。 9.2 附件设计 9.2.1 窥视孔和视孔盖 窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉 连接。尺寸如下： ,40,55,70,60,75,90 321321 mmbmmbmmbmmlmmlmml 孔数为 4 ,7,54mmdmmRmm， 9.2.2 通气器 选 M161.5 型通气塞。 9.2.3 起吊装置起吊装置 选吊耳环和吊钩。吊耳环尺寸为： mmbmmemmRmmd16,15,16,16 吊钩尺寸为：mmbmmrmmhmmHmmB16,