机械设计实习作业

1、目录一、 设计任务(2)二、 系统总体方案设计(3)三、 电动机选择(3)四、 传动装置运动及动力参数计算(4)五、 传动零件的设计计算(5)六、 轴的设计计算、轴承的计算、键的选择和计算、联轴器的选择.(9)七、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.(27)八、 箱体及其附件的结构设计.(27)九、 设计总结.(28)十、 参考资料.(29)机械设计课程设计一、 设计任务1 已知条件：1） 设计带式运输机的传动装置，工作条件：双班制工作，单向运转，有轻微震动；2.运动简图： 3设计数据：运输带工作拉力 F=1500N 运输带工作速度 v=1m/s 卷筒直径 D=500mm4.传动方案：斜齿

2、圆柱齿轮单级减速器5.设计内容：1） 按照给定的原始数据和传动方案设计减速器装置；2） 完成减速器装配图1张（A0或A1）；3） 从动齿轮、从动零件图各一张；4） 编写设计计算说明书一份。二、系统总体方案设计该传送装置通过V带传动和齿轮传动达到减小轴的转动速度、增大转矩的作用。减速器内部为齿轮啮合，小齿轮安装在高速轴上，大齿轮安装在低速轴上；高速轴通过V带传动与电动机相连，低速轴通过联轴器与工作的转筒相连；整个减速器应该结构紧凑，尽量减少自身重量，符合安全条件的情况下，使用合适的零部件，降低生产成本与维护成本，其设计应该为生产和使用提供便利。计算与说明主要结果三、动力机选择I 选择电动机的类型

3、和结构可选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它具有国际互换性，而且结构简单、价格低廉。II确定电动机功率和型号 卷筒的转速： 卷筒轴的输出功率功率： 带传动的效率为 0.96滚动轴承的效率为 0.99圆柱齿轮啮合的效率 0.97联轴器的效率为 0.99滑动轴承效率 0.96电机所需的功率为：=Pw/()=1.72kw电动机的额定功率需要略大于，取。查表知，V带的传动比范围为24，单级圆柱齿轮的传动比范围为36；令V带轮的传动比为，圆柱齿轮传动比为，电动机的转速：得到=229916.8r/min知同步转速为750r/min的电机符合要求。故选额定功率为2.2W的Y132S-8型电机。=1.72k

4、w电动机：Y132S-8Ped=2.2kw 四、传动装置运动及动力参数计算1，各传动比的计算 总传动比为i=710/38=18.68 取V带的传动比为=3.5 ，则单级减速器的传动比为。知V带和减速器的传动比均符合各个装置的传动范围。 2，各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动比进行计算，转速（r/min）。0轴n0=710主动轴n1=203从动轴n2=383，各轴的输入功率（kw）P0=Pd=1.72P1=1.72×0.96=1.65P2=1.65×0.99×0.97=1.584，各轴输入扭矩的计算（） T0=9550×1.7271=23.

5、14 T1=9550×1.65203=77.62 T2=9550×1.5838=397.08将以上算得的运动和动力参数列表如下：发动机0轴1轴2轴转速（r/min）71071020338输入功率P（kw）1.721.65 1.58输入扭矩T（N.m）23.1477.62397.08 五、传动零件的设计计算普通V带传动的设计1.设计功率 Pc=K×Pd=1.2×1.72=2.064kwK为工作情况系数，取1.2（机械设计基础表13-8）2.选择V带型号根据 Pc=2.064kw，n1=n0=710r/min；普通V带选型图（机械设计基础图13-15），应该

6、选择A型V带；3.求出大小带轮的基准直径d2，d1 知d175mm取小轮直径d1=140mm大轮直径d2=n0/n1×d11=710×140×1-0.02/203=480.2mm（机械设计基础表13-9）得，d2=500mm； 4.验算带速 =×d1×n0/(60×1000)= ×140×710/60000=5.2m/s 在525m/s之内，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×(140+500)=960mm取a0=960mm带长L0=2a0+/2(

7、d1+d2)+(d2-d1) ²/(4a0)=2959mm（机械设计基础表13-9）得，对A型带，基准长度Ld=2800mm计算实际中心距 aa0+(Ld-L0)/2=880.5mm6. 验算小带轮包角=180°-（d2-d1）/a×57.3°=156.6°120°合适7.V带根数 Z= Pc/(P0+P0)KKL（机械设计基础表13-3）单根普通V带的基本额定功率P0取0.95kwi=d2/(d1×(1-)=500/(140×(1-0.02)=3.64>2.i1时的增量P0=0.09kw包角修正系数K取0.

8、94（机械设计基础表13-7）带长修正系数KL取1.11（机械设计基础表13-2）带入上式，得到Z=1.475所以取2根带8.求作用在带轮上的压力F由（机械设计基础表13-1）知，q=0.1kg/m，得到单根V带初拉力F0=164.6N故，作用在轴上的初压力F=653.58N斜齿圆柱齿轮的设计：1. 材料的选择，确定许用应力：因为减速器要求结构尽可能紧凑，故采用硬齿面组合。小齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为4050HRC；大齿轮材料为45钢（表面淬火），硬度为4050HRC , =1120MPa, =680MPa；（机械设计基础表11-1）（机械设计基础表11-4和表11-5）取安全系数S

9、F=1.6 SH=1.25 （表11-5）取ZH=2.5 ZE=189.8 （表11-4）则H=/ SF =896MPaF=/ SF =425MPa2.按照齿根弯曲强度进行计算齿轮按照精度等级为9制造，取载荷系数K=1.3（机械设计基础表13-3），取齿宽系数=0.8初选螺旋角为14°试选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=22×z1=118；实际传动比i=118/22=5.33;齿形系数T-为小齿轮的转矩，-为使用系数，取为1.3；齿形系数 ；根据机械设计基础图11-8和11-9-为齿形系数，取为；Ys齿根修正系数，取为；知故而对小齿轮进行齿根弯曲强度计算按弯曲疲劳强度

10、设计：法向模数根据（机械设计基础表4-1）取中心距根据（课程设计手册表11-2）取确定螺旋角 小齿轮分度圆直径则齿宽为取3. 验算齿面接触强度故而齿轮的强度符合要求；4. 齿轮的圆周速度 齿轮的圆周速度=0.73m/s查机械设计基础表11-2可知选用9级制造精度是合适的。5.斜齿圆柱齿轮的的各主要参数模数m=3; 小齿轮齿数22,大齿轮齿数z=118；螺旋角；分度圆直径=69.1mm,=370.9mm齿顶高齿根高齿顶圆直径=61.6mm =363.4mm齿根圆直径 由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮369.1mm20°60大齿轮3370.9mm20°55六轴的设计A

11、轴I（高速轴）的设计1.轴材料的选择 初步选择轴的材料为45钢，调质处理。由以上数据得高速轴的关键数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.65 Kw77.62N·m203r/min69.1mm20°2求作用在齿轮上的力圆周力 Ft=2T/d1=2×77620/69.1=2246.6N径向力Fr=Ft×tan×cos=2246.6×tan20°×=780.5N轴向力 Fa= Ft×tan=701.5N3初步确定轴的尺寸，式中（机械设计基础表14-2），取118；p轴传递的额定功率，取1.65kwn轴的转速，

12、为203r/min则计算得=20.1mm因为键槽影响强度，故单键加3%到5%。圆整后取；此轴的最小直径即为安装皮带轮处轴的直径。4 轴的结构设计首先拟定轴上零件的装配方案。其中轴段5和7、齿轮的形式为待定。1.轴段1的设计知轴段1用于安装皮带轮，根据轴的最小直径确定轴的直径为d1=25mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）d1=（37.550）mm，取为45mm（机械设计手册表11-2）。考虑到轴段的长度也应该略小于轮毂的长度，取l1=43mm；2轴段2的轴径设计考虑到皮带轮的轴向定位和密封圈尺寸，带轮右侧为轴肩定位，轴肩高度取610mm（P26，机械设计手册），故d2=3135mm。该处轴的

13、圆周速度为0.37m/s<3m/s;故而可以采用毡圈油封。（机械设计手册表16-8和表16-9），知采用 毡圈32FZ/T92010-91同时可以确定d2=32mm；3轴段3和轴段6的设计轴段3、6安装轴承，该轴上的齿轮受到圆周力、轴向力和径向力的作用，考虑到径向力和圆周力较大，固初步选用圆锥滚子轴承。且由于轴2和轴3之间的轴肩不用于轴向定位，仅为了零件拆装方便和区别加工表面，故d3=d2+（15）mm=3337mm；初步选用型号为30207的圆锥滚子轴承（课程设计手册表15-7），其内径为35mm，B=17mm，外圈直径为72mm，压力作用中心位置为a=16mm，T=18.25mm，；

14、初步确定采用正安装；又知该减速器齿轮的圆周速度=0.27m/s<2m/s，因此轴承采用脂润滑，轴承内侧侧采用挡油环定位，外侧为轴承端盖定位。取挡油环突出内壁的距离B1=2mm；由于采用脂润滑，取；故轴3的长度为l5待定；故轴段的直径d3=d6=35mm,l3=l6=37-l5；4轴段2的长度设计根据机械设计手册表3-1和表4-1，取箱座壁厚，箱盖壁厚；根据齿轮的中心距a=220mm，地脚螺钉直径 故轴承旁连接螺栓直径 取箱盖、箱座联接螺栓直径 取观察孔盖螺钉直径 取至箱体外壁和边缘距离距离 至箱体外壁和边缘距离距离 至箱体外壁和边缘距离距离 轴承旁凸台半径：（针对轴承旁连接螺栓）箱体内壁

15、至轴承座端面距离取L1=60mm；轴承端盖数据：轴承盖螺钉尺寸 数目n=4 取e=10mm（机械设计手册表11-2）取轴承端盖与轴承座之间调整垫片的厚度为；为了在不拆卸带轮的情况下拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距离K=25mm（机械设计手册表11-2）所以轴段2的长度 l2=L1+e+；5.轴段4的设计该轴段设计为齿轮轴；因为小齿轮的齿宽为60mm，所以l4=60mm；6轴段5和轴段7的设计因为轴段3的直径为35mm，考虑到轴段3和轴段4之间的轴肩用于定位，d4=4145mm取d4=45mm，（机械设计基础P243）7.箱体内壁之间的距离为8.求力的作用点之间的距离如图，5

16、.轴承的校核对该轴进行受力分析，求轴承上的载荷在不考虑皮带轮的拉力时：水平面的受力图为平衡方程为：垂直面内受力图为平衡方程： 由以上3式解得以上结果可以解出两个轴承的径向载荷考虑到皮带轮的拉力时：受力图如下平衡方程为解得 考虑最坏的情况，即两个轴承同时达到最大的径向动载荷，此时 对圆锥滚子轴轴承当量动载荷系数 （）知内部轴向力下图即为该对轴承的受力情况知所以轴承2为压紧端，轴承1为放松段；轴承的轴向力为当量动载荷系数（机械设计基础表16-11）： 故而对轴承1进行寿命校核：（机械设计基础表16-8、16-9，知）对于滚子轴承，；对于该对轴承的设计要求，双班制工作十年，其工作时间小时数为该对轴承

17、知此处选用30207型号的圆锥滚子轴承符合要求。10.轴的强度校核轴的空间受力图为：在不考虑皮带轮的初拉力时：该轴的水平面内受力图和对应的弯矩图为：根据轴承校核的数据知：平衡方程：此时C点的弯矩最大为垂直面内受力图和对应的弯矩图如下：知：此时C点的弯矩最大，其值为：合成以后的弯矩图为：此时明显最大弯矩出现在C点处，即小齿轮的力的作用中心，其值为：。单独考虑皮带轮拉力的作用时：轴1的受力图为：根据已知数据知： 此时的弯矩图为：此时最大弯矩出现在B点，其值为：同时轴1的扭矩图如下：将上述结果进行整合，考虑到最危险的工作状态，即皮带轮拉力引起的弯矩和原有的合成弯矩方向一致。从而得到轴1的空间弯矩合成

18、图：从图中可知，最大的弯矩出现在B点或者C点；知最危险出位于B点所在截面。计算危险截面的应力：由（机械设计基础表14-1和14-3）知，45号钢调质得到；C截面的抗弯系数为（为计算方便，取轴段5的直径计算，因为齿根圆直径大于轴段5的直径）抗扭截面系数为：C截面最大弯曲应力为：最大的剪应力为：轴的切应力为脉动循环应力，取；当量应力：故该轴的校核安全。11.带轮处键连接的设计和安全校核键的材料采用45钢，轮毂材料即齿轮的材料为45钢，由（机械设计基础表10-10）知在抵抗轻微冲击的情况下，；键该处键连接，轮毂长度为45mm，轴段长度为43mm，根据（课程设计手册表14-1），选择 键校核键的强度：

19、故该键的强度符合要求。B 轴II（低速轴）的设计1.轴材料的选择 初步选择轴的材料为45钢，调质处理。由以上数据得高速轴的关键数据功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角1.58 Kw397.08N·m38r/min370.9mm20°圆周力Ft=2141.2径向力Fr=743.9N轴向力Fa=232.3N2求作用在齿轮上的力圆周力 Ft=2T/d1=2×97080/370.9=2141.2N径向力Fr=Ft×tan×cos=2141.2×tan20°×=743.9N轴向力 Fa= Ft×tan=232.3N3初

20、步确定轴的尺寸，式中（机械设计基础表14-2），取118；p轴传递的额定功率，取1.58n轴的转速，为3r/min则计算得=38.1因为键槽影响强度，故单键加3%到5%。圆整后取；此轴的最小直径是安装皮带轮处轴的最小直径,为了使所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4 轴的结构设计首先拟定轴上零件的装配方案。5643211.轴段1的设计知轴段1用于安装联轴器，根据轴的最小直径为41m；为补偿安装误差、隔离震动，选用弹性柱销联轴器。根据（机械设计基础表13-8），取工作状况系数；计算转矩Tca=Ka*T3=1.3*397.085N·m，按照计算转矩Tca应小于

21、联轴器的公称转矩的条件，查标准选用弹性柱销联轴器（课程设计手册表17-4），GB5014-85中的HL联轴器型号：HL-3联轴器 45*84GB5014-853联轴器，其公称转矩为630，孔径可取3048小轴径，取联轴器毂孔直径为45，选取J1型轴孔，毂孔长度为84mm，考虑到轴段的长度也应该略小于轮毂的长度，取l1=82mm；联轴器主动端代号为：HL4联轴器48*84GB5014-85故取轴的直径d1=48mm，l1=82mm；2轴段2的轴径设计考虑到联轴器的轴向定位和密封圈尺寸，联轴器右侧为轴肩定位，轴肩高度取610mm（P26，机械设计手册），故d2=5155mm。毡圈55FZ/T920

22、10-91d2=55mm该处轴的圆周速度为0. 10m/s<3m/s;故而可以采用毡圈油封。（机械设计手册表16-8和表16-9），知采用 毡圈55FZ/T92010-91同时可以确定d2=55mm；3轴段3和轴段6的设计30212的圆锥滚子轴承轴段3、6安装轴承，该轴上的齿轮受到圆周力、轴向力和径向力的作用，考虑到径向力和圆周力较大，固初步选用圆锥滚子轴承。且由于轴2和轴3之间的轴肩不用于轴向定位，仅为了零件拆装方便和区别加工表面，故d3=d2+（15）mm=5660mm；初步选用型号为30212的圆锥滚子轴承（课程设计手册表15-7），其内径为60mm，B=22mm，外圈直径为110

23、mm，压力作用中心位置为a=22mm，T=23.75mm，；初步确定采用正安装；又知该减速器齿轮的圆周速度=1.06m/s<2m/s，因此轴承采用脂润滑，轴承内侧侧采用挡油环定位，外侧为轴承端盖定位。取挡油环突出内壁的距离B1=2mm；故轴段的直径d3=d6=60mm,l3=l6；d 3=d6=60mml3=l64.轴段2的长度设计根据机械设计手册表3-1和表4-1，轴承端盖数据：轴承盖螺钉尺寸 数目n=6 取e=12.5mm（机械设计手册表11-2）取轴承端盖与轴承座之间调整垫片的厚度为；l 2=70.5mm为了在不拆卸联轴器的情况下拆装轴承端盖连接螺钉，取带轮凸缘端面至轴承盖表面的距

24、离K=30mm（机械设计手册表11-2）所以轴段2的长度 l2=L1+e+；5.轴段4的设计轴段4用于安装齿轮，（假设该轴不是齿轮轴，此时齿轮的两端采用挡油环和轴肩定位）考虑到轴段4和轴段3之间无需轴肩定位，仅考虑拆装方便，暂取d4=63mm（机械设计手册表11-2）；查表（机械设计手册表14-1），此时齿轮所需定位的平键的公称尺寸为 此时，键槽深度 轴t=7.0mm，毂t1=4.4mm该处齿轮到齿根圆到轮毂键槽的距离为d 4=63mml 4=53mm故大齿轮处采用轴肩定位和套筒定位。因为小齿轮的齿宽为55mm，所以l4=53mm；6. 轴段5设计d 5=71mml 5=10.5mm因为轴段4

25、的直径为63mm，考虑到轴段4和轴段5之间的轴肩用于定位，取d5=71mm（机械设计手册表11-2），（机械设计基础P243）l 3=48.5mml 6=36mm7. 轴段3和轴段6的设计轴段3的长度：；8.求力的作用点之间的距离如图，键键9. 轴段1与轴段4键连接设计轴1处直径为45mm，查表（课程设计手册表14-1）得：键 轴4处直径为63mm，查表（课程设计手册表14-1）得：键 5.轴承的校核对该轴进行受力分析，求轴承上的载荷水平面的受力图为：平衡方程为：垂直面内受力图为平衡方程：由以上3式解得以上结果可以解出两个轴承的径向载荷对圆锥滚子轴轴承30212：当量动载荷系数 （）知内部轴向

26、力下图即为该对轴承的受力情况知所以轴承2为压紧端，轴承1为放松段；轴承的轴向力为当量动载荷系数（机械设计基础表16-11）： 故而对轴承2进行寿命校核：（机械设计基础表16-8、16-9，知）对于滚子轴承，；对于该对轴承的设计要求，双班制工作十年，其工作时间小时数为该对轴承知此处选用3012型号的圆锥滚子轴承符合要求。6.轴的强度校核轴的空间受力图为：该轴的水平面内受力图和对应的弯矩图为：根据轴承校核的数据知：平衡方：此时C点的弯矩最大为垂直面内受力图和对应的弯矩图如下：知：此时C点的弯矩最大，其值为：轴2的空间合成弯矩图如下所示：显然最大弯矩位于C截面，轴2的扭矩图为：将上述结果进行整合，从

27、图中可知，最大的弯矩出现在C点又知最危险出位于C点所在截面。计算危险截面的应力：由（机械设计基础表14-1和14-3）知，45号钢调质得到；C截面的抗弯系数为：抗扭截面系数为：C截面最大弯曲应力为：最大的剪应力为：轴的切应力为脉动循环应力，取；当量应力：故该轴的校核安全。7.键连接的设计和安全校核键的材料采用45钢，轮毂材料即齿轮的材料为45钢，由（机械设计基础表10-10）知在抵抗轻微冲击的情况下，；联轴器处键连接，轮毂长度为84mm，轴段长度为82mm，根据（课程设计手册表14-1），选择 键校核键的强度：故该键的强度符合要求。大齿轮处键连接，轮毂长度为55mm，轴段长度为53mm，根据（

28、课程设计手册表14-1），选择 键校核键的强度：故该键的强度符合要求。七、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择已知齿轮的圆周速度V=0.73m/s<2m/s 根据（课程设计手册）表16-2和表12-7，齿轮的材料为45钢调质后表面淬火，；推荐运动粘度为500，查表16-1，选用GB5903-86 N460润滑油，润滑油深度为4cm，箱体底面尺寸为5.455cm×51.8cm，箱体内所装润滑油总量为该减速器所传递功率P=1.65kW。对于单级减速器，每传递1kW的功率，需用油量为V0=350700cm3，则该减速器所需油量为：V1=PV0=1.65×（350700）cm

29、3=577.51155cm3V1 =1155cm3<润滑油量满足要求。在轴的设计中已经确定轴承采用脂润滑；确定轴承润滑所需的润滑脂，根据表16-4（课程设计手册），圆锥滚子轴承选用2号钠基润滑脂（GB492-89）。八、箱体的结构尺寸箱体采用铸造成型，成型材料选择HT200；下表为箱体的主要结构尺寸（参照机械设计手册表3-1和表4-1）名称代号尺寸/mm中心距a220箱座壁厚16箱盖壁厚116箱座凸缘厚度b16.5箱盖凸缘厚度b116.5箱座底凸缘厚度b220箱座加强肋厚m12箱盖加强肋厚m112地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d120箱盖、箱座连接螺栓直径（起盖螺栓直径）d216轴承盖螺钉直径和数目 、n8、410、6高速轴轴承端盖外径D1112低速轴轴承端盖外径D2160观察孔盖螺钉直径d48df,d1,d2至箱外壁距离；df，d2至凸缘边缘的距离C1C226/2426/2422/20轴承旁连接螺栓距离s160齿轮顶圆与箱体内壁间距离110齿轮端面端面与箱内壁距离210轴承端面到箱体内壁的距离12大齿轮齿顶圆到箱底内壁的距离28.25箱底至箱底内壁的距离20中心高H250箱体内壁到轴承座孔端面的距离L152箱体内壁轴向距离L280九、设计小结 在设计的过程中基本上依靠查找机械设计基础和课程设计以及机械制图三本书来查找并获得数据。在设计过