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第一早传动方案的拟定3第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、课程设计题目设计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）运输带速度v（m/

2、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、密圭寸、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）；第二章传动方案的分析与拟定电动机S2-1第三章电动机的选取计算4、时间：12月221月9号。课程设计完成后进行答辩。本设计采用带传动和单级圆柱齿轮传动

3、,传动见图如图21。、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:p=_FV_w1000nw二2300x1.51000x0.96Pw=3.59kw“a=耳1耳22耳3耳4耳5=0.97x0.95x0.992x0.995V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耳=0.97，联轴器传动效率耳=0.995，卷筒传动效率耳=0.96145耳=0.97x0.95x0.992x0.995a电动机输出功率为:DP3.59P

4、=w=d耳0.898a所选电动机额定功率为4kw3、确定电动机转速:滚筒轴工作转速:=60x1000v=60x1000x1.5nw兀D兀x400V带传动比常用范围为2i4，单级圆柱齿轮减速器传动比d3i5，总传动比范围，总传动比范围i二620，故电动机转速cn范围：nd=（620）x71.26选择同步转速为1000r/min，电动机型号为：Y132M1-6，满载“a=0.898P二3.99kWdn=71.62r/minwn=427.56d1425.3r/min转速n二960r/min0总传动比为:i=13.471.62选取i二2.84，则i二4.80，所以i二13.63dc实、各级转速计算:i

5、=4.80cid=2.84i二13.63实n0960n=0=ii2.84dn0960n=0二ni实n二338.03r/minI13.63n=70.4r/minn三、传动装置的运动和动力参数电动机:P0=Pd二4kWn“=n=960r/min0mT0=9550P0=9550X960=3979N-m轴1（高速轴）:P=P0-n1=4x0.95In0960n=0=ii2.84dP38T=9550=9550x1n1338.03n二338.03r/minI轴2（低速轴）:P=P-n2n3=4.98X0.99X0.97ni=0=960i13.63实P3649T=9550丄=9550xnn270.4III轴

6、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:P1=P1-n2=3.8X0.99T1=T1-n2=107.36x0.99P=P-n2=3.649x0.99nnT=Tn2=494.84x0.99nnP二3.65kWnn=70.4r/minnTn494-84NmP=3.76kWiT1=106.29N-mP=3.61kWnT=489.90N-mn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49601轴3.803.76107.36106.29338.032轴3.653.61494.84489.9070.40第四章V带选择、定V带型号和

7、带轮直径:工作情况系数：查表得，K=1.1计算功率：pc=KAPd=Ux4=4.4kW选带型号：选A型小带轮直径:查相关手册，取D=125mm大带轮直径:D1n125x960D2=(1-)j=(10.01)x2n338.03i（设=1%)D=355mm2n=338.03r/min2大带轮转速:n2=n2i、求中心距和带长中心距：336a960取a=700mmL=2a+-(D+D)=2x700+314(125+355)d2122取带长Ld=2240mm。L+L“c2240+2191.8a=a+dd=700+02a=a0.015Lminda=a+0.03Lmaxd四、小轮包角:1=180-x60=

8、180-皆x60。L=21918mmda二729mma=695.4mmmina=796.2mmmax1=I1200包角验算合格。4.4z_3v_6.283m/si_2.84d五、求轴上载荷：初拉力F:0P25-k4425F0_500-c(亠)+qv2_500xx(-1)+0.10x6.28320vzk6.283x30.98a轴上的压力F:Qa1619F_2zF0sin_2x3x184.98xsinQ022q_0.10kg/mF0_际98F_1096.7NQ四、求带根数：由表11.8,p0=i.40kW，由表11.7,ka=0.98由表11.12,kL二1.06，由表11.10,AP0二O.ll

9、kWLO(P+AP0)k/厶(1.40+0.11)x0.98x1.062.805带速.一兀D_3.14x125x96060x100060x1000传动比：i_n_960dn2338.03小带轮大带轮小带轮包角a161.9直径d/mm125355转速r/min960338.03带型号A中心距a/mm729带长L/mm2240带速vm/s6.283传动比i2.84带根数z3轴上载荷F/N1096.7第五章斜齿圆柱齿轮的设计功率小，采用8精度闭式软齿面，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

10、处理，硬度240HBS，计算步骤如下：、齿面接触疲劳计算:1、初步计算:转速:.i13.63i=实=4.80Ci2.84d接触疲劳极限设计，查图表可得:bHlim1=710MPabHlim2=570MPaJ=1H1=亍务lim1=710/1-1=645MPaH1务2=一务l.2=570/1.1=518MPaH2sHlim2Hb=245MPab=195MPaS=1.3Flim1Flim2F=245=188MPa1.3rbb=Flim1F1SFb=Flim2=150MPaF2S1.3F2、强度设计:传动中有轻微冲击，载荷平稳，取K=1.1齿宽系数屮=0.5，初选螺旋角为B=15。0.5x4.83、

11、中心距a、模数m及螺旋角0的确定:na=(4.8+讹305“1X1.074X10531518丿=149.32mmz=211z=1012取z=21，z=ixz=4.8x21=100.8m=2.5mmn12c1ax2cosB149.32x2xcosl5_n.m=2.364mmnz+z21+10112圆整法面模数m二2.5mmn确定中心距a=mn(z+z)=2.5x(21x101)=157.88mm2xcosB122xcosl5圆整中心距a二160mm齿宽b=屮xa=150x0.5=80mmab=80mmb=85mm21c2.5x(21+101)B=arccos=1736442x160一、齿根弯曲疲

12、劳计算z=1=24.25当量齿数.V1cos31736r44zz=z2=116.62V2COS3173644查表可得：小齿轮齿形系数Y=2.75F1大齿轮齿形系数Y=2.18F21.6x1.1x1.0736x105x2.75“羽”仆“。“厂c=46.577MPaIn=188MPaF185x21x2.52f11.6x1.1x4.9484x105x2.18巾“小仆c=37.596MPaApL=105x33.8=23.5mm因轴上有键槽，故增大4%,13n3338.03kId=24.44mm，圆整为25mm。1F=3.898kNtF=1.949kNaF=1.488kNr3、初选深沟球轴承：6307，

13、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：F二丝I二2x10736二3.898kNtd55.01轴向力：F=Ftan0二3.898xtan173644=1.949kNatcosl73644径向力：f=Fttan卩=型xtan1736441.488kNrcosPB.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(I.0-f、lT=in如图6-1-3所示:C、计算轴的受力:图6-1-2受力图见图6-1-2：F=1.949kNZ1F=1.949kNZ2F=1.702kNx1F二1.311kNx2D、计算轴承

14、的支反力:Z方向的支反力:二3.898F+FZ1Z2=3.898x71-Fx142二0Z2F二1.949kNZ1F=1.949kNZ2X方向的支反力：F二1.702kNx1If二1.311kNx2F+F+1.097二1.488x1x21.488x71+Fx142-1.097x235巧x2I-1.237x27.55二0E、扭矩校核: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：L=88MPaL=148MPa应力校正系数：a=H=0.59-1b0b148当量弯矩Me=JM2+(aTn其中M为合成弯矩，a为应力校正系数，T为对应扭矩。与扭矩合成的n当量弯矩图，见图6-1

15、-7，M/N-m:e图6-1-7G、校核轴颈的危险截面：危险截面取图6-1-1中所示，1、2、3、4四个危险截面，计算轴径：M|：78.59x103n=r-1b应力集中，故轴径应增大4%)d1=1.043：0.1x0.1x88=21.58mm115.15x103:0.1xla=冷0.1x88-1b=23.565mm30mmd=_M=126.248x1033=$0.1x1_=30.1x88r-1b=24300mm35mm_M-=,140.23x103:0.1xG=t0.1x881-1b=25.164mm42mm二、低速轴的设计:1、低速轴材料的选择:所以：d=25mm1d=30mm2d=35mm

16、3d=42mm4在强度上合格。d2=45mm4选材为45钢，调质处理，系数A取115,L=35MPa2、初步估算轴径:d2A3升壯篡=42-87mmL口有键槽存在，增大4%,d二1.04d=44.58mm圆整到45mm223、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：切向力:2TF=td55.012X107.36=3.898kN轴向力:F=Ftan0=3.898xtan173644=1.949kNat径向力:F=禺=38Xtan1736441.488kNrcos0cosl73644根据轴上零件的定位、装配及轴的工艺性要求，初步确定B、C、受力图如

17、图6-2-2F=3.898kNtF=1.949kNaF=1.488kNrF=1.914kNx1F=-0.426kNx26-2-4;XY面弯矩图:M/Nmm，见图6-2-5；合成弯矩图:M/Nm，xzn见图6-2-6；:6-2-4图6-2-66、画轴转矩图轴受转距：T二T2转距图：见图6-2-8图6-2-8合成弯矩M=JM2+M2xyxz7、许用应力许用应力值：表查得：L=130MPa，L=75MPa0b-1b应力校正系数:汙130=0.588、画当量弯矩图当量转距：aT二0.58x768370二443290.4，见图当量弯矩:M二当量弯矩图：见图6-2-9451664图6-2-99、校核轴颈轴

18、颈:d3451664=39.19mm0.1x75倉=38-md2=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F二0，F=0afr当量动载荷P=fd(X-Fr+Y-Fa)=fd-Fr轴承1所受轴向力：F1=JFR2十FR2552+2047.62=2048.33N轴承2所受轴向力:F2=FR22+FR22=3258.52+2047.62=3848N只需校核轴承2即可P=fd-Fr=1.2x3848=4617.6N（因载荷变化不大，工作温度在10OoC以下，查表得f=1.2）3、轴承寿命计算:

19、轴承2的寿命为:L10h=106(C丫106(33200丫60nJP丿60x309.68J4617.6丿=19982.6h约为3.4年，为安全起见,每3年更换一次、2轴轴承校核1、初选轴承型号为6311，其主要参数:C产71.5kN2、计算当量动载荷:齿轮为圆柱齿轮，轴承不受轴向力。当量动载荷P=f(X-Fr+Y-Fa)=f-Fr轴承1所受轴向力:F=FR2十FR2=699.162+1920.932=2044N轴承2所受轴向力：d3二39.1960d2二38.9558400h不需要更换第八章键的选择、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键。轴直径为30mm

20、，轴段长36mm，键长心28mm，查手册得：d二2230mm时，键宽b二8mm，键咼h二7mm、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,键长心63mm，查手册得:d二5865mm时，键宽b二18mm，键咼h二11mm。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，键长心50mm，查手册得：d=4450mm时，键宽b=14mm，键咼h二9mm。第九章联轴器的选择因轴2转速不高（n2二59.41r/min），因此选用凸缘联轴器。轴颈为d

21、二48mm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二50mm，因此选择的联轴器标记为：YL9联轴器J48x84JB50x841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V3060mm。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

22、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-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10点除了吃饭把所有的时间都泡在了专业设计教室中，但仍然感觉时间是那么的不够用。无论如何，没有人放弃，大家都坚强的挺了过来。课程设计共分为三个阶段：第一阶段：根据所选设计方案及数据进行电动机，减速器等各部件的选择，并对所选各零件进行选材处理；对所设计各轴、齿轮进行各种周向、轴向力校核，看是否满足要求，该阶段是一个往复