机械设计课程设计讲解

1、 目 录 1. 传动装配的总体设计 1.1 电机的选择.1 1.2 求传动比 .2 1.3 计算各轴的转速、功率、转矩.2 2. 齿轮的设计 2.1 原始数据.3 齿轮的主要参数.3 2.2 确定中心距 .4 2.3齿轮弯曲强度的校核2.4 .5 齿轮的结构设计.6 2.5 3. 轴的设计计算 3.1 轴的材料的选择和最小直径的初定.7 3.2 轴的结构设计.8 3.3 轴的强度校核 .10 4. 滚动轴承的选择与计算 4.1 滚动轴承的选择.14 4.2 滚动轴承的校核.14 5. 键连接的选择与计算 5.1 键连接的选择.15 5.2 键的校核 .15 6. 联轴器的选择 6.1 联轴器的

2、选择.16 6.2 联轴器的校核.16 7. 润滑方式、润滑油型号及密封方式的选择 7.1 润滑方式的选择.16 7.2 密封方式的选择.16 8. 箱体及附件的结构设计和选择 8.1 箱体的结构尺寸.17 8.2 附件的选择 .18 9. 设计小结 . 1910.参考资料 .19 机械设计课程设计计算说明书 已知条件：运输带拉力 运输带速 卷筒直径 项目D(mm) ） v（m/sF（N） 数参 280 750 2.7 图 1 传动装配的总体设计 1.1 电机的选择 1.1.1 类型：Y系列三项异步电动机 1.1.2 电动机功率的选择 电源为交流电源；工作环境为铸工车间运型砂，要求连续工作，工

3、作时有轻微的振动。选择Y型系列三相异步电动机。 p工作机所需功率，; 假设：Wkwp电动机的额定功率，； Wkep电动机所需功率，； WkdFV800?2.7?2.16kWp?则：工作机所需要的有效功率： w10001000 ?/pp?电动机所需功率： wd23? 联滚筒轴承齿轮?0.96?0.97、?0.99、?0.99、查表可得： 联滚筒轴承齿轮2323?0.97?0.96?0.886?0.99?0.99所以： 联滚筒齿轮轴承?2.025/0.886?/2.438kWp?p wd kW。3由表16-1选取，电动机的额定功率为1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定 选择常用的电动机转速为1

4、500r/min和1000r/min；查表16-1，确定以下三种方案： 电动机型额定功率 同步转速 满载转速 总传动比 方案号 （kw）号 （r/min） （r/min） 3 Y100L2-4 1500 1420 1 7.707 3 1000 Y132S-6 960 5.210 2 3.853 750 3 Y132M-8 710 3 辅助计算： 60?1000?v60?1000?2.7?224.314r/minn? w?230D3.14? n960m4.28?i 224.314nw 因为本设计为单级斜齿圆柱齿轮减速器的设计，总传动比应在3-5左右，为了能够合理的分配传动比，使传动装置结构紧凑，

5、所以应按方案3选择电动机，即电动机的型号为Y132s-6。 查表16-2，可得：中性高为H=132，外伸轴长度80,直径38，额mmmmmm定功率和满载转速见上表。 1.2 求传动比 60?1000?v60?1000?2.7?224.314?nr/min w?D3.14?230n960m?4.28i?i? 3224.314nw1.3 计算各轴的转速n、功率p、转矩T 1.3.1 各轴的转速 n?n?960r/minm1n?n?224.314r/min w2n?n?224.314r/min231.3.2 各轴的输入功率 ?2.438?0.99?2.414kWp?p11d?2.414?0.97?p

6、p0.99?2.318kW 12齿轴承?2.238?0.99?p0.99?2.272kWp23联轴器轴承1.3.3 各轴的输入转矩 p2.4141T?9550?9550?24.0N.m 1n9601p2.3182?9550?98.7N.?T9550m 2n224.32p2.2723?9550T?9550?96.734N.m 3n224.33各轴运动及功率参数 轴号 转速（r/min） 功率P（kW） 转矩（Nm） 传动比1 2 960 224.3 2.414 2.318 24.0 98.73.853 3224.3 2.272 96.7 2 齿轮的设计 2.1 原始数据 强度极限 屈服极限 硬

7、度 热处理方法材料牌号 ?Mpa/Mpa/ HBSCB217255 360 650 45 调质 241 正火750 40MB 286 500 其中小齿轮40MB钢调质，大齿轮45号钢调质。 2.2 齿轮的主要参数 由上述硬度可知，该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度350所以HBS，齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。 ?HlimZZ? WHPNSlimH?试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；式中： limH S接触强度的最小安全系数，取S?1.01.2,取1； limHlimH Z接触疲劳强度计算的寿命系数，取Z?；Z?1 NNN21。工作硬化系数，取Z?1 Z WW?580Mpa查得

8、：小齿轮295由教材图； lim1H?540Mpa大齿轮 lim2H所以： ?580?lim1H?1?1?ZZ?580Mpa? WHP1N1SlimH?540?lim2H?ZZ?1?1?540Mpa W2NHP1SlimH 2?zKTu?1?1d?75 HPzzz?=0.8；式中：0.88重合度系数，对于斜齿轮传动，取 =0.75KK=1.5； k=1.31.7,因是斜齿轮传动，取载荷系数，一般近视取 ?齿宽系数，对于软尺面（350），齿轮相对于轴承对称布置时，HBSd?1?0.8:1.4 取,dduu?67，取u=4.27齿数比，对于斜齿轮。 2?zKT1?u?1?754d?3?所以： 1?

9、u?dHP1 21?241.5?4.270.80?754?3? 54014.27? ?34.7mm 2.3 确定中心距 ?ZZm?mZ?Zdd?211nv221?a= ?2cos22Z小齿轮的齿数；式中： 1Z大齿轮的齿数； 2?齿轮的螺旋角； m斜齿轮的模数。 nZ=2440对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，一般选择1Z?Z?4.27?22Z?94 =22之间，选取，则；112?，当制造精度较高或对振动、噪音有要一般情况下在螺旋角158，?1010?20? ，求的齿轮，可取或者更大值。本设计为一般要求，所以初选?cosdcos1034.7?1 斜齿轮的模数，由渐开线圆柱齿轮第1.5

10、53?m? nZ221m一系列，取=1.5 n?94?Z?Z221.5m2n1?91.45mma=所以： ?2?2coscos10a=90 mm, 取中心距?ZZm?2n1?0.967cos 2a?14?4536”?820。符合其条件 所以，Z/Z?94/22?4.27与i=4.28相比，相对误差为0.2%5%齿数比。 ，12 符合条件。 2.4 齿轮弯曲疲劳强度的校核 ?Y?STFlimYY? XFPNSminFYY ；=2试验齿轮的应力修正系数，取 式中：STST? 试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，由教材图5-28可得limF?220Mpa、Mpa?235； lim2FFlim1SS=1

11、.4； 弯曲强度的最小安全系数，取 minFFminYY=1； 弯曲疲劳强度寿命系数，取NNYY =1.弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取XX2000KT由?1YY?Y， ?FSF2bmZ1nY外齿轮的符合齿形系数； 式中：FSY螺旋角系数。（其他字符的意义同前。） ?Z221?24.1?Z 1v22?0.967cosZ942?104.2Z? 1v22?0.967cosY?4.3Y?4可得：5-40由教材图 、1FS2FS2000KT?1YY?cos ?11F1FS2bmZ1n2000?1.5?24?107.144.3?0.967?0.62? 1FP254?(1.5)?22 ?107.14?1F?

12、99.67MPa?4Y? 2FPFS2F24.3Y1FS 因此，弯曲强度足够。 ;mm21,d?43.254Z? 小齿轮：45号钢调质，11;mmd?166.838Z?81, 45正火， 大齿轮：22?1.5,14?m? 2.5齿轮结构设计 2.5.1 计算齿轮分度圆直径Zm221.5?1nmm?d?34.126小齿轮： 1?0.967cosZm941.5?2n145.812mm?d? 大齿轮： 2?0.967cos 齿轮宽度2.5.2?d 按强度计算要求，取齿宽系数=1，则齿轮的宽度为?;mm34.126mm?34.126b?d?1?21d mm35取b?2mm4010)mm?b?b?(5

13、21mmb?35b?40mm 圆整后小齿轮的宽度为，大齿轮的宽度为。21 2.5.3 齿轮的圆周速度?nd960?3.14?34.12611s/?1.714mv （满足精度要求） 11000?60?100060 2.5.4齿轮的相关参数如下表 小齿轮 单位代 号名 称 大齿轮 90 mma 中心距 i传动比 4.27 m 数 模 mm1.5n ? )( 螺旋角 453614? 94Z齿 数 22 d 34.126mm分度圆直径 145.812 d 齿顶圆直径 148.81237.126 mmad 齿根圆直径 mm 142.06230.376f 齿 宽 b35mm 40 轴的设计计算3 轴的材料

14、选择和最小直径估算3.1 号钢，调质处理。 轴的材料选用453.1.1 高速轴和低速轴直径3.1.2 初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的影响，当该，15%增加10%5%7%，两个键槽时，d段截面上有一个键槽时，d增加110?C115C?。同时要考虑电动机的外，高速轴，低速轴由教材表12-221 。伸直径d=38mm P2.3331mm?17.626115?d?C?1.05?1.05?3所以3 1751 2.2182Cmm?1.05?26.356?1.05?110?d3 322184.258n2，初选弹性套柱销联轴器结合电动机的外伸直径mmd?3882?ZC38LT64323

15、TGB/ , 82?ZC35mN?23.208?34.812?T?KT1.5 转矩：A 所以初确定;38mmd?1;mm?43(5d?10)mm?d21 ;mm?d?45d73;52mmdd?64 轴的结构设计 3.2 3.2.1高速轴的结构设计 3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定 P2.3331?1.05?115?1.05d?C?17.626mm33 11n7501结合电动机的外伸直径，初选弹性柱销联轴器mm38d?ZC38?82TL6GB4323?84 ZC35?82d?38mm;所以； 取1d?d?(510)mm?43mm； 12d?d?（1:5）?45mm； 23d?d?（2:5）?5

16、2mm; 34d?d?（10:12）?63mm; 45d?d?52mm; 46d?d?45mm; 37由此直径确定轴承，选择深沟球轴承,其具体尺寸1994T276?6209GB/如下表： 基本额定负极限转速基本尺寸/mm 安装尺寸/mm/knr/minradDBmimamima4585191.15278124.517.570009000 小齿轮d? ；4?d63mm； 5?d?d52mm； 46?dd?45mm 。 373.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定 l?82?3?79mm（联轴器的轴孔长度为） mm82；1l?60mmmm的轴段长度） 10 （由于轴承盖外面需要留15;2l?19?2mm

17、?17mm; 3?C?C?(58)?8?20?L=16?(58)?50mm) 轴承孔的宽度(211 （小齿轮的宽度为45） mm14mm?l?4mm；24l?72mm ； 5l?10mm； 6l?35mm 。 73.2.2 低速轴的结构设计 5 4 6 3 7 2 1 各轴段的径向尺寸的初定3.2.2.1 P2.3331mm17.6261.05?115?1.05d?C?3 3 117501 ，初选凸缘联轴器结合电动机的外伸直径d=38mm82?YC38YLD886?T5823GB/ 82?YC35；43mmd?5?d?所以 取1高1mm?51:10）d?d?（5 ；12mm555）?d?（1:

18、d ；23其具体尺寸,由此直径确定轴承，选择深沟球轴承1994?6211GB/T276 如下表： /mm 基本尺寸 a2 Fr2 22?MMrdD D d B sminamin45 85 /mm 安装尺寸 22?(7.958)(26.402)CCras rmaxamax基本额定负荷/kn 油 脂0r极限转速r/min d 19 D 1.1 B 52 r smin78 d amin1 D maxaras max31.5 20.5 C r7000 C r09000 脂 油 55 100 21 1.5 64 F91 1.5 33.5 25.0 6000 7500 mm(2?dd:60?5) ；34

19、d?d?(10:12)?72mm； 45d?d?6mm； a6d?d?55mm 。 373.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定 l?84?3?81mm（联轴器的轴孔长度为84mm ） ；1 ;（使轴段长度露在轴承盖外1015） mm?60lmm2; mml?24 3l?66?3mm?63mm ；4l?9mm ； 5l?10mm； 6l?18mm。 73.3 轴的强度校核 因低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差很小，故只校核低速轴. 3.3.1 求齿轮上的作用力的大小和方向 3.3.1.1齿轮上作用力的大小 P2.2182?9550?114.958转矩：T?9550?N?m； 2n184.2582d

20、230.7692)?114.958/()?996.304(?圆周力：FT/N； 2t222?tan20tann径向力：F?F?996.304?376.949N; t2r2?0.962cos?996.304?0.284tan?282.950N;?轴向力：FF t2a23.3.2 求轴承的支反力 3.3.2.1水平面上支力 F?F?F/2?996.304/2?498.152N t2RARB3.3.2.2垂直面上支力 d2?F?48)/(48FF?(?2) r2a2RA2230.769?996.304?53)/(53?2)?(?282.950? 2?190.152N d2?F?52)F?/(52?2

21、)F(? r2a2RB2230.769?996.304?53)/(53?2)(282.950? = 2?806.152N F t2 Fa2 Fr2 53 53 Ft2 FRB FRA 114.958 N?m 3.3.3 画弯矩图 3.3.3.1水平面上的弯矩 ?3?3M?53?F?10?53?498.152?10?26.402Nm RAC3.3.3.2垂直面上的弯矩 ?3?3?7.958190.152?F10?10Nm?53?M53? RA1Cd3?2)?(53?F?10FM? a2RAC22230.769?3?3?(53?190.152?10?10282.950?)?40.606Nm 23.

22、3.3.3合成弯矩 ?27.575?Nm?M11CCC 2222Nm48.435MM?M(40.606)?(26.402)?2CC2C3.3.4 画转矩图 T?114.958N?m 2 3.3.5 画当量弯矩图 ?/?650Mpa，视转矩为脉动转矩，查已知因单向回转，,b10b?B?59Mpa?98Mpa得12-1可表，b1?b0?59/98?/0.602? b?10b剖面的当量弯矩： c 2222?84.470Nm?(0.602?(?T)(48.435)?M?M114.958)22C2C 22?Nm93.218TM)?M?(2C1C13.3.6 判断危险剖面并验算强度 3.3.6.1剖面C当

23、量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故剖面C为危险面。 M?M?84.470Nm、?59Mpa已知 2eCb1?MM84.470?pee则?3.91Mpa59Mpa? e1b?33）60W0.1d0.1?（ 3.3.6.2剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，则该剖面为危险面。 2?T?0.602?114.958?M?(69.205T)Nm?22D MM69.205?pDD?59Mpa3.21?Mpa b?e133W0.1d0.1?（60）所以轴的强度足够。 4 滚动轴承的选择与计算 4.1 滚动轴承的选择 6209GB/T276?1994，初选深沟球轴承高速轴的轴承段的直径d=45mm,相关参数

24、如下表： 基本额定负极限转速/mm 安装尺寸/mm 基本尺寸r/min 荷/kn 低速轴的轴承段的直径d=55mm, 选择深沟球轴承,其具体1994?276/6211GBT尺寸如下表： 极限转速基本额定负/mm 安装尺寸基本尺寸/mm r/min /kn 荷 CdrCDras 脂油 d D B rmaxaamin0rsminmax7500 25.0 6000 91 1.5 33.5 55 100 21 1.5 64 滚动轴承的校核4.2由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小，所以只需 校核高速轴的深沟球轴承。F A F FR2 R1 由前面的计算可得 2222N533.2

25、10?(498.152)?F?F(190.152)?FRA1RAR 2222N?947.650(498.152)F?F?F?(806.152)RBRB2RN?280.950F?F轴向力： a2Amin/n?184.258r转速： 求当量动载荷4.2.1F?F则，轴，轴1受向载荷未受由上图可知轴2轴向载荷AA1)YFXF?(p?f1.2?f，查有关轴承手由教材表14-12可得，21pRR1p3N10C?25.0?6311轴承册可得 。r00.31e?30.011225.0?10280.950CF/?/查表可得：1轴，可计，r1A0e0.527f?/FF1.4?0.56,X?Y可得，由教材表14-

26、11 算出1A1R P?f(XF?YF)?1.2?(0.56?533.210?1.4?947.650)?1950N 2Rp1R1P?fF?1.2?1137.18N：2轴 2R2p因PfP，故仅计算轴承1的寿命即可 214.2.2 求轴承寿命 3?N1025.0?=3、C已知球轴承?则 r663C1025.010?10331（）?（）?150599hL? h160nP60?184.25819501按单班制计算每天工作8小时，一年工作360天，则 L150599 年年fh1 L10?52? Y3608?8?360 轴承的年限满足使用要求。5 键连接的选择与计算 5.1 键连接的选择 选择普通平键，

27、 公称直径公称尺寸 轴 mm）d（mm)h(mm?b?108 1 3038 38128 44 2 581811 2 65 代号 GB/T1096-2003810?8GB/T1096-200312?11/T1096-2003?18长深度mL(mm)725.05.0727.054 5.2 键连接的校核 ?，由于低速轴的转矩由教材表6-2可得键连接时的挤压应力Mpa100?p大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以18?11/T1096-2003只需校核键 齿轮轴段的直径； mmd?60键的长度； mm?54?(5:10)63l?L?b?键的接触高度k?0.5h?0.5

28、?11?5.5mm； T?114.958N?m键转动的转矩 23310T?210114.958?2?p2?Mpa?12.902100Mpa?则： ? ppkld5.5?54?60所以键连接符合强度要求 6 联轴器的选择 6.1 联轴器的选择 结合电动机的外伸直径d=38mm，为高速轴最小直径，初选弹性套柱销联轴器。型号为 YC38?82GB/T4323LT6联轴器 ； YC35?82低速轴的最小直径为43mm,初选凸缘联轴器，型号为 J43?81YLD8联轴器. 86?GB5843 JB38?8016.2 联轴器的校核 T?11.958N?m，考虑到转矩变化很因为低速轴所受的转矩较大，只校核低

29、速轴2K?1.3 小取。AT?KT?1.3?114.958?149.445pT?250N?m； 所以n2acA所以，联轴器符合其强度要求。 7 润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择 7.1 润滑方式的选择 润滑方式有两种： ?f:3m/s2当时，采用油润滑； ?p.当2m/s时，采用脂润滑m/s,高速轴的转速为电动机的转速, 低速轴的转速为2.7故大齿轮和小齿轮均采用油润滑。 7.2 密封方式的选择 一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈。 8 箱体及附件的结构设计和选择 8.1 箱体的结构尺寸 减速器铸造箱体的结构尺寸表 结构尺寸（mm） 名称 符 号齿轮减速器 箱座（体）壁厚? 8 箱盖壁厚?

30、 18 箱底座箱盖、箱座、? 凸缘的厚度b,b,b 21 =2012,b?b?1.52.5?12,?b?1.5211 箱座、箱盖的肋厚m,m 1 =10mm?10,1轴承旁凸台的高度 和半径h,R 1 H由结构要求来确定D 凸缘式：d=D+5D 轴承座的外径232d a 200f 单击减速器直径与数目 dn 16 f地d 20 通孔直径f脚螺D 沉头座直径45 0 钉C 25 1min, 底座凸缘直径C 23 min,2螺接承旁连轴12?、dd?0.75 d f11 栓直径箱盖连接箱座、8d?d(0.5:0.6) ,螺栓的间距200:l?150d f22 螺栓直径连d12 连接螺栓直径 接 通

31、孔直径13.5 螺d 栓26 沉头座直径D C 20 1min, 凸缘尺寸C 16 min,2 定位销直径6d?(0.7:0.8)d? d 23 轴承盖螺钉直径8?d?(0.4:0.5)d d f33 视空盖螺钉直径6d0.3（:0.4）?d d f44 吊环螺钉直径d 根据减速器的重量来确定5箱体外壁至轴承座43?720?16?）:（?C?lC58l 2111 断面的距离大齿轮顶圆与箱体? 10.000 1 内壁的距离 齿轮断面与箱体内壁的距离 ? 210.000 箱体附件的选择8.2 窥视孔及窥视盖的选择8.2.1(mm) ，因为是单级则窥视孔及窥视盖的相关尺寸如下表查表14-4150a?, llll312 b14 b2- 90 75 60 70 55 孔直740454 油标指示装置的选择8.2.2 (mm)，选择游标尺,其具体尺寸如下表根据表14-812(12)MH9)dd(dd 1h9d 32ca bh 12(12)M 4 12 6 28 106 421 通气器的选择8.2.3(mm