机械设计课程设计说明书

1、计算项目及内容主要结果目录第一章设计任务书2第二章传动方案的拟定 3第三章电动机的选取计算3第四章V带选择6第五章齿轮设计 7第六章轴的设计与校核 13第七章轴承的校核 22第八章键的选择 24第九章联轴器的选择24第十章润滑与密封25第十一章设计小节25第十二章参考资料28第一章设计任务书：一、课程设计题目设用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。运输机连续 工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产。使用期限10年，两班制工作。运输带容许速度误差为5%。原始数据：第1组:运输带拉力F=2300N,运输带速度v=1.5m/s, 卷筒直径D=400mm。原始数据运输带拉力F（N）运

2、输带速度v（m/s）卷筒直径D（mm）第1组23001.5400二、课程设计内容1、传动方案的分析2、电动机的选择3、与传动装置运动和动力参数的计算；4、传动零件（如齿轮、带传动），轴系零件的设计；5、连接件、密封、润滑条件的选择；6、装配草图的设计；7、箱体结构的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计计算说明书的编写。三、课程设计的要求1、减速器装配图一张（1号图纸）；2、零件工作图两张（中间传动轴零件图，齿轮零件图）；3、设计计算说明书一份（包括总结）；.4、时间：12月221月9号。课程设计完成后进行答辩。第二章传动方案的分析与拟定本设计采用带传动和单级圆柱齿轮传动， 传动见图如图2

3、- 1第三章电动机的选取计算一、电动机的选取：1、选择电动机类型：按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三项异步电动机,电压380V2、选择电动机容量：运输带拉力F=2300N,运输带速度v=1.5m/s,工作机所需功率为：传动装置的总效率:Pw= FV1000 w2300 1.51000 0.96Pw=3.59kw2a-1 ?2 ?3 ?24 ?50.97 0.95 0.990.995a = 0.97 0.9520.992 0.995a=0.898V带传动效率，深沟球轴承传动效率（一对），直齿圆柱齿轮传 动效率 尸0.97,联轴器传动效率4=0.995,卷筒传动效率5=0.96电动机输出功率

4、为:所选电动机额定功率为PwPd a3.590.898Pd3.99kW4kw3、确定电动机转速:滚筒轴工作转速:nw=601000v 60 1000 1.571.62r/minD400V带传动比常用范围为2 id 4,单级圆柱齿轮减速器传动比3 ic 5 ,总传动比范围，总传动比范围in 620,故电动机转速范围：nd(6 20) 71.26nd427.56 1425 .3r / min选择同步转速为1000r/min,电动机型号为：Y132M1-6,满载转速 n0 960r/min总传动比为:选取id 2.84,则i960i 13.471.624.80,所以 i实 13.63ic4.80二、

5、各级转速计算:id2.8413.63no960n id 2.84no 960n i 实13.63三、传动装置的运动和动力参数电动机：Po Pd 4kWn0 nm 960r /mincc P0cc4cc T0 9550 9550 39.79N mn0960轴1 （高速轴）：P P0 i 4 0.95n0960n id 2.84Pi3.8T 9550 9550 ni338.03轴2 （低速轴）：P P 2 3 4.98 0.99 0.97n0960ni 实13.63P23.649T9550 9550 n270.4In轴各轴的输出功率和输出转矩分别为各轴输入功率和输入转矩乘轴承效率：Pi'

6、Pi 2 3.8 0.99Ti' Ti 2 107.36 0.99P' P 2 3.649 0.99T ' T 2 494.84 0.99n 338.03r/minn 70.4r / minP 3.80kW n 338.03r/minT 107.36N mP 3.65kW n 70.4r / minT 494.84N m1P 3.76kWTi' 106.29N mP ' 3.61kW T ' 489.90N m将上述参数汇成表格:轴名功率P/kw转矩T/N.m转速n/ (r/min )输入输出输入输出电动机1轴2轴3.803.6543.763.6

7、1107.36494.84106.29489.90960338. 0370.40第四章V带选择一、定V带型号和带轮直径:工作情况系数：查表得，Ka 1.1计算功率： Pc KAPcd 1.1 4 4.4kW选带型号：选A型小带轮直径：查相关手册，取 D1 125mmD2 355mm1 338.03r/min大带轮直径：D2 (1)2 (1 0.01) 125 960 (设 1%)n338.03大带轮转速：n2 n二、求中心距和带长中心距： 336 a960取a =700mmLd 2aD1 D222 7003.141252355取带长Ld=2240mma a。Ld Ld700 2240 2191

8、.822amin a 0.015Ldamaxa 0.03Ld四、小轮包角:1 180D2 D1a60180355 12572960Ld 2191.8mma 729mmamin695.4mmamax 796.2mm1161.9120包角验算合格。,.四、求带根数：由表 11.8, P0 1.40kW,由表11.7, k 0.98由表 11.12, kL 1.06,由表 11.10, Po 0.11kWPcz (PP0)k kL4.4(1.40 0.11) 0.98 1.062.805带速：vDn60 10003.14 125 96060 1000z 3v 6.283m/sid 2.84传动比:i

9、dn1n2960338.03q 0.10kg / mF0 184.98 NFq 1096.7 N五、求轴上载荷：初拉力Fo :Fo 500Pc(2.5 k ) qv2 500 44 (-25 1) 0.10 6.2832vz k6.283 30.98轴上的压力Fq：i161.9Fq 2zF0sin 2 3 184.98 sin22小带轮大带轮小带轮包角161.9直径d / mm125355转速r / min960338.03带型号A中心距a/mm729，巾长L/mm2240带速v m/ s6.283传动比i2.84带根数z3轴上载荷Fq/N1096.7第五章 斜齿圆柱齿轮的设计功率小，采用8精

10、度闭式软齿面，按解除疲劳强度设计中心距,按弯曲疲劳强度校核，因传动尺寸无严格限制，小批量生产，故小 齿轮用40Cr,调质处理，硬度270HBS,大齿轮用45钢，调质处 理，硬度240HBS,计算步骤如下： 一、齿面接触疲劳计算:1、初步计算：转速:id13.632.844.80接触疲劳极限设计，查图表可得:Hiimi 710MPa Hiim2 570MPa Sh 1.1r ,1 c H1 一 Hiim1 710/1.1 645MPaShr ,1H2 一 Hiim2 570/1.1 518MPaSHFlim1 245MPa Flim2 195MPa Sf 1.3F1F lim 1SF2451.3

11、188MPaF lim 2SF1951.3150MPa2、强度设计:传动中有轻微冲击，载荷平稳，取K=1.1齿宽系数a 0.5,初选螺旋角为15149.32mm4 21z2 1013、中心距a、模数mn及螺旋角 的确定: 305 1.1 1.074 104.8 1 3 ,5180.5 4.8取 z121, z2 ic z1 4.8 21 100.8mn 2.5mma 2 cos149.32 2 cos15 ccmn 2.364mm乙 z221 101圆整法面模数mn 2.5mm确定中心距 a 一m一 z1 z2 竺一21 101 157.88mm2 cos2 cos15圆整中心距a 160mm

12、齿儿 b a a 150 0.5 80mmb2 80mm b 85mm2.5 21 101arccos 17 36 442 160二、齿根弯曲疲劳计算Zv1 Lz 24.25当量齿数：c0s 17 3644zV2 -Lz2 116.62cos317 36 44查表口得：小齿轮齿形系数丫闩2.75人齿轮齿形系数 Yf2 2.181.6 1.1 1.0736 105 2.75F1 2 46.577MP a F1 188MPa85 21 2.521.6 1.1 4.9484 105 2.18 cF2237.596MP af2 150 MPa80 101 2.5强度校核合格。三、齿轮的圆周速度校核d1

13、n3.14 2.5 21 338.03 八 “c ，v10.929m/s60 100060 1000满足8精度要求。a 160mm17 36 44bi 85mmb2 80mm选8级精度v 0.929m/sz1 30z2 160d1 55mm.四、齿轮各参数的计算1、小齿轮:分度圆直径d1mnz1/cos2.5 21cos17 36 4455.08mmda160mmdf1 48.85mm齿顶圆直径:, mn 乙da1 cos*2hamn2.5 21cos17 36 442 1 2.560.08mmS 4.12mm齿根圆直径:,mn Z1df1 cos*ha2.5 21cos17 36 440.2

14、5 2.5 48.85mm端面齿厚:d2 265mm8tmn/(2cos3.142.52 cos17 36 444.12mm2、大齿轮:分度圆直径:d2 mn z2 / cos2.5 101cos17 36 44264.9mm齿顶圆直径:da2mnz2 / cos2.5 101cos17 36 44270.0mm齿根圆直径:d f 2 mn z2 / cos*2 hac mn2.5 101cos17 36 440.25 2.5 258.65mm断面齿厚:stmn / 2 cos3.14 2.54.12mm2 cos17 36 44da 270.0mmdf2 258.65mmS 4.12mm传动

15、无过载,故不作静强度校核。齿轮1齿轮2模数m2.52.5,.法向压力角20o20o螺旋角17 36 4417 36 44分度圆直径d/mm55.0265.0齿顶局ha / mm2.52.5齿根高hf / mm3.1253.125齿顶圆直径da / mm60270齿根圆直径d f / mm48.85258.85标准中心距a/mm160传动比i4.80第六章轴的设计与校核一、高速轴的设计：1、高速轴材料的选择：由于小齿轮较小，则高速轴设计为齿轮轴，选材与小齿轮材料相同，为40Cr,调质处理，系数A选105, 45MPa2、初步估算轴颈：di A3fp 105 3' 3.8235mm因轴上有

16、键梢，故增大 4%,.n338.03di 24.44mm ,圆整为 25mm。Ft 3.898kNFa 1.949kNFr 1.488kN3、初选深沟球轴承：6307, d=35mm, D=72mm, B=17mm4、轴的结构设计：A.计算小齿轮的受力情况：切向力：Ft 2T 2107.36 3.898kN d155.0轴向力：Fa Ft tan 3.898 tan17 36 441.949kN径向力：FrFt tan3覆8 匕17 3644 1.488kNcoscos17 36 44B.根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图6-1-1:图 6-1-1.C、计算轴的

17、受力：受力图见图6-1-2:图 6-1-2Fzi 1.949kNFz2 1.949kNFx1 1.702kNFx2 1.311kND、计算轴承的支反力:Z方向的支反力:FZ1 FZ2 3.8983.898 71 FZ2 142 0FZ1 1.949kNI FZ2 1.949kNX方向的支反力:Fxi Fx2 1.097 1.488< 1.488 71 Fx2 142 1.097 235I 1.237 27.55 01.702kN1.311kNE、扭矩校核:如图6-1-3所示:93107.37RN图 6-1-3MnmaxWn3107.37 1045MPa部3一 一 一 33 107.37

18、10D 3 459.125 d1 25mm扭矩校核合格。F、画轴弯矩图:简易法做出弯矩图，如下，YZ面内弯矩图：Myz/N mm,见图6-1-4; XY面弯矩图：M*/N mm,见图6-1-5；合成弯矩图：Mn/N m,见图6-1-6 ;,.QL7171图 6-1-5i白，13&. m图 6-1-40.59图 6-1-6当量弯矩Me的计算：材料40Cr,许用应力值：用插入法由表查得： 1b 88MPa 0b 148MPa应力校正系数:出 0.59148当量弯矩Me ,M与扭矩合成的其中Mn为合成弯矩，为应力校正系数，T为对应扭矩。当量弯矩图，见图6-1-7, Me/N m：图 6-1-

19、7G、校核轴颈的危险截面：危险截面取图6-1-1中所示,1、 2、 3、所以:d1d2 d3d425mm30mm35mm42mm在强度上合格。Me.d11.0431.043；0.1 1b3.21.58mm 25mm （键梢处以0.1884四个危险截面，计算轴径:应力集中，故轴径应增大4%)d23 Me；0.1 1b3 115.15 1030.1 8823.565mm30mmd3Me1b3 126.248 1030.1 8824.300mm35mmd2 45mmd43 Me；0.1 1b140.23 1030.1 8825.164mm42 mm二、低速轴的设计: 1、低速轴材料的选择:选材为45

20、钢，调质处理，系数A取115,35MPa2、初步估算轴径：d2 A3 P 1153 3.649 42.87mm n70.42有键梢存在，增大4%, d2 1.04d2 44.58mm 圆整到45mmFtFa3.898kN1.949kN3、初选深沟球轴承：6311, d 55, D=10, B=214、轴的结构设计：A、计算齿轮受力：2T 2 107.36切向力：Ft 3.898kNd155.0轴向力：Fa Ft tan3.898 tan17 36 441.949kNFr1.488kN径向力：FrF回cos3.898 tan17 36 44cos17 36 441.488kNB、根据轴上零件的定

21、位、装配及轴的工艺性要求，初步确定出轴的结构，如图：6-2-1图 6-2-1Fxi1.914kNFx20.426kN各轴径如图6-2-1所示C、受力图如图6-2-2图 6-2-2Fz1 1.949kNFz2 1.949kND、静力分析，计算各轴承的支反力:午xiFx2 1.488X方向受力:(1.488 70 Fx21.2372651400Fx1 1.914kN_ Fx20.426kNZ方向受力:Fz1 Fz2 3.898Fz2 140 3.898 70 0'Fz1 1.949kN、Fz2 1.949kNE、扭矩校核作扭矩图如图6-2-3所示max图 6-2-3MnWn3494.84

22、10 D31635MPaD_ 3494.84 103541.6 d1 45mm扭矩校核合格.F、画轴弯矩图:简易法做出弯矩图，如下，YZ面内弯矩图：Myz/N mm,见图6-2-4; XY面弯矩图：M*/N mm,见图6-2-5；合成弯矩图：Mn/N m, 见图6-2-6 ;图 6-2-4图 6-2-5图 6-2-66、画轴转矩图轴受转距：T T2转距图：见图6-2-8图 6-2-87、许用应力许用应力值：表查得：0b 130MPa, ib 75MPa应力校正系数：1b0b751300.58合成弯矩M Mxy2 Mxz28、画当量弯矩图当量转距：T 0.58 768370 443290.4,见

23、图当量弯矩：M ' M 2 T 2当量弯矩图：见图6-2-9图 6-2-99、校核轴颈轴颈：3 4516640,1 75443290.43 0,1 7539.19mm38.95mm第七章轴承的校核：、1轴轴承的校核: 1、初选轴承型号为6307,其主要参数：Cr 33.2kN2、计算当量动载荷：齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以 Fa 0,且0Fr当量动载荷 P fd(X Fr Y Fa) fd Fr轴承1所受轴向力：F1FR'12 FR''12552 2047.62 2048.33N轴承2所受轴向力:F2 ,FR'22 FR''223

24、258.52 2047.62 3848N只需校核轴承2即可P fd Fr 1.2 3848 4617.6N（因载荷变化不大，工作温度在100oC以下，3、轴承寿命计算：轴承2的寿命为： 3,106 C10633200LlOh -60n P 60 309.68 4617.6约为3.4年，为安全起见，每3年更换一次二、2轴轴承校核1、初选轴承型号为6311,其主要参数：Cr2、计算当量动载荷：齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。所以当量动载荷 P fd（X Fr Y Fa） fd Fr轴承1所受轴向力：F1;FR'12FR''12、699.1621920.9322044N轴承2

25、所受轴向力：F2FR'22FR''22699.1621920.9322044NP fd Fr 1.2 2044 2452.8N（因载荷变化不大，工作温度在100oC以下，查表得fd 1.2）3、轴承寿命计算：轴承的寿命为：fd 1.2)19982.6h71.5kNFaFa0 , 0Frd3' 39.19 60d2' 38.95 50,.,106 C10671500Ll0h 6948978h >58400h60n P 60 59.41 2452.8不需要更换第八章键的选择一、1轴上的键：由于轴毂连接为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为 双圆头平

26、键。轴直径为30mm,轴段长36mm,键长l 28mm,查手 册得：d 22 30mm时，键宽b 8mm,键高h 7mm二、2轴上的键：1、与齿轮连接处：与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为 双圆头平键。轴颈为60mm,轴段长71mm,键长l 63mm,查手册得： d 5865mm时，键宽 b 18mm,键高 h 11mm。2、与联轴器连接处：与齿轮连接处为静连接，因此选用普通平键连接，端部类型为 双圆头平键。轴颈为47mm,轴段长56.4mm,键长l 50mm,查手册 得：d 44 50mm时，键宽 b 14mm,键高 h 9mm。第九章联轴器的选择因轴2转速不高(n2 5

27、9.41r/min),因此选用凸缘联轴器。轴颈 为 d 48mm选用YL9型联轴器。主动端键为轴2上的键，为A型，从动端选 择键为B型，d 50mm,因此选择的联轴器标记为：YL9联轴器J48 84JiB50 84第十章润滑与密封一、齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度 v 12m/s时，圆柱齿轮浸 入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底 面的距离 30 60mm。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 11 ,采用稠度较小润滑脂。32二、滚动轴承的润滑由于轴承周向转速大于500r/min,所以采用油润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考

28、虑到该装置为小型机床齿轮箱，选用L-AN22润滑油。四、密封方法的选取防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。选用嵌入式端盖易于调整，内圈采用封油圈进行密封；油尺处以及排油孔处用石棉橡胶纸密封；视孔盖处用石棉橡胶纸密封。第十一章设计小节为期三周的课程设计终于在紧张的节奏中接近尾声，三周的时间，同学们都受益匪浅，它是繁忙的，但更是充实的。机械设计课程设计，是机械设计课程的最后一个重要教学 环节，是我们车辆工程专业第一次也是最重要的一次较全面地运用 两年来所学各方面机械类知识进行实践性训练的重要环节，它牵涉到了两年来所学的有关机械类方面课程如 画法几何及工程制图、 理论力学、材料力学以及精密机械与仪器设计的内容， 还牵涉到了以前所学习的材料力学、流体力学等课程内容， 可以说它是对两年多来前面所学各课程的一个很好总结，更是一个前所未有的实践性挑战！三周的时间，是漫长的。可以看出，一天天，同学们大都是一 步步熬过来的，由于像对轴，齿轮以及键的选材等部分内容比较难， 这要花费我们一部分时间去一点一点儿的查找资料学习，在加上校 核的反复性，说是熬过来的一点儿也不为过。 但三周的时间，也是 短暂的。超负荷的工作量，让我们从早上 8点到晚上将近