机械设计课程设计

机械设计课程设计计算阐明书设计题目：一级闭式圆柱齿轮减速器机电学院系工业设计专业202班设计者：指导教师：王体春完毕日期：年06月19日学校：南京航空航天大学目录一课程设计任务书51运动简图52原始数据53工作条件54设计任务5二传动方案的拟定及阐明6三有关计算及阐明和计算成果61电动机的选择71.1选择电动机的类型71.2电动机的选择71.3拟定电动机转速82拟定传动装置的总传动比和分派传动比92.1拟定传动装置的总传动比和分派传动比92.2计算传动装置的运动和动力参数92.3运动和动力参数计算成果整顿表113V带传动设计113.1拟定计算功率113.2选用带的截型113.3拟定带的基准直径和123.4验算带的速度v123.5拟定带的中心距a和带的基准长度123.6验算小带轮上的包角α133.7拟定带的根数z133.8拟定带的张紧力143.9计算压轴力143.10v带重要参数144齿轮的设计计算144.1材料的选择144.2参数选择144.3拟定许用应力144.4计算齿轮的转矩144.5按齿面接触疲劳强度计算164.6按齿根弯曲疲劳强度计算164.7拟定模数174.8计算齿轮的重要几何尺寸和基本参数174.9齿轮的构造设计185传动轴的设计185.1轴的材料185.2按扭转矩估算最小直径195.3轴的构造设计195.4危险截面的强度校核206键的设计246.1选择键的尺寸246.2校核键联接的强度257轴承的选择及寿命的计算257.1轴承的选择257.2寿命的计算258箱体构造的设计268.1机体有足够的刚度268.2考虑到机体内零件的润滑，密封散热268.3机体构造有良好的工艺性268.4附件设计268.5减速器的机体构造尺寸289润滑密封设计3010联轴器设计3010.1类型选择3010.2载荷计算3010.3选用联轴器31四设计小结31参考资料31一、课程设计任务书1、运动简图：2、原始数据：运输带工作拉力：2600N输送带工作速度：1.1m/s滚筒直径：200mm3、工作条件：轻微振动载荷室内成批单向传动；使用期限：长久使用轴承使用寿命：10000小时4、设计任务：：装配图（含草图）；A0图纸、方格纸各一张三视图（参考P174图例）标题栏、明细表、技术规定尺寸标注（外形尺寸，安装、配合、特性尺寸）：零件工作图2张（大齿轮、轴，A3图纸）；：设计计算阐明书1份；6000～8000字。阐明书内容应涉及：拟定机械系统方案，进行机构运动和动力分析，选择电动机，进行传动装置运动动力学参数计算，传动零件设计，轴承寿命计算、轴的计算、键的强度校核，联轴器的选择、设计总结、参考文献、设计小结等内容。二、传动方案的拟定及阐明合理的传动方案首先应满足工作机的性能（例如传递功率、转速及运动方式）的规定。。另外，还要与工作重要条件（例如工作环境。工作场地、工作时间）相适应。同时还规定工作可靠，构造简朴，尺寸紧湊，传动效率高，使用维护方便，工艺性和经济性。合理安排和布置传动次序是拟定传动方案中的另外一种重要环节。由题目所知传动机构类型为：一级闭式圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。有关计算及阐明和计算成果计算及阐明成果1电动机的选择1.1选择电动机的类型按工作规定和条件，选用三机笼型电动机，封闭式构造，电压380V，Y型。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率；根据《机械设计课程设计》P69表2-5查得：——为V带的效率=0.96,——为深沟球轴承效率=0.992=0.98，——为闭式齿轮传动效率=0.97，EMBEDEquation.3——为联轴器的效率,——卷筒效率=0.96(涉及其支承轴承效率的损失)。1.2电动机的选择负载功率:折算到电动机的功率为:传动装置的总效率：电动机功率计算及阐明成果1.3拟定电动机转速卷筒轴工作转速为：根据《机械设计课程设计》P69表2-5，可选择V带传动的传动比，一级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范畴为，电动机转速的可选范畴为＝×n＝（6～24）×105.10＝630.57～2522.29r/min。符合这一范畴的同时转速有750、1000、和1500r/min。根据《机械设计课程设计》P171表2-167,可供选择的电机有三种：卷筒轴工作转速为：n=105.10r/min序号电动机型号同时转速/(r/min)额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩参考价格/元额定转矩额定转矩1Y160M1-875047202.02.011752Y132M1-6100049602.02.08233Y112M-41500414402.22.2541计算及阐明成果综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，其重要性能如上表。2拟定传动装置的总传动比和分派传动比2.1拟定传动装置的总传动比和分派传动比减速器总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为。分派传动装置传动比＝×式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝3，则减速器传动比为＝＝13.70/3＝4.57。2.2计算传动装置的运动和动力参数：：各轴转速

输入轴Ⅰ轴：＝＝1440/3＝480r/min

输出轴Ⅱ轴：＝＝480/4.57＝105.03r/min

卷筒轴Ⅲ轴：==105.03r/min电动机型号：Y112M-4电动机满载转速：=1440r/min总传动比=13.70带传动比=3减速器传动比=4.57=480r/min=105.03r/min=105.03r/min计算及阐明成果：各轴功率各轴输入功率：Ⅰ轴：＝×＝3.30×0.96＝3.17kWⅡ轴：＝×η2×＝3.17×0.99×0.97＝3.04kWⅢ轴：=×η2×η4=3.04×0.99×0.99＝2.98kW各轴输出功率：Ⅰ轴：==3.17×0.99×0.97＝3.04kWⅡ轴：＝＝3.04×0.99×0.99＝2.98kWⅢ轴：=×η5=2.98×0.96＝2.86kW:各轴转矩电动机轴的输出转矩：=9550=9550×3.30/1440=21.89N·m各轴输入转矩：Ⅰ轴：＝××=21.89×3×0.96=63.04N·mⅡ轴：＝×××=63.04×4.57×0.99×0.97=276.66N·mⅢ轴：=××=276.66×0.99×0.99=271.15N·m=3.17kw=3.04kw=2.98kw=3.04kw=2.98kw=2.86kw=63.04N·m=276.66N·m=271.15N·m计算及阐明成果各轴输出转矩：Ⅰ轴：＝=63.04×4.57×0.99×0.97=276.66N·mⅡ轴：＝=276.66×0.99×0.99=271.15N·mⅢ轴：=×=271.15×0.96=260.30N·m2.3运动和动力参数计算成果整顿表：=276.66N·m=271.15N·m=260.30N·m轴名功率P/KW转距T/N*M转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机轴3.3021.89144030.96Ⅰ轴3.173.0463.04276.664804.570.96Ⅱ轴3.042.98276.66271.15105.0310.98Ⅲ轴2.982.86271.15260.30105.0310.963V带传动设计3.1拟定计算功率：根据《机械设计基础》P165表9-6查得工作状况系数=1.1，故3.2选用带的截型：=3.63kw计算及阐明成果根据功率3。63kw，1440r/min，由《机械设计基础》P165图9-9选用V带型号为A型。3.3拟定带的基准直径和根据V带截型，参考《机械设计基础》P163表9-3和P165图9-9选用小带轮的基准直径≥，=75mm，取=80mm。大带轮基准直径,取，根据V带轮的基准直径系列表《机械设计基础》P163表9-3得，=250mm。3.4验算带的速度v在5-25m/s的范畴内，带速适宜。3.5拟定带的中心距a和带的基准长度由0.7（+）≤≤2（+）,得231mm≤≤660mm，初步拟定=400mm,选择A型带=80mm=250mmV=6.03m/s计算及阐明成果由《机械设计基础》P162表9-2选用基准长度计算实际中心距：3.6验算小带轮上的包角3.7拟定带的根数z根据《机械设计基础》P162表9-2，P163表9-4a，P164表9-4b和表9-5查得单根普通V带的基本额定功率则取z=4,根数为四根。a=531.92mm=161.69z=4计算及阐明成果3.8拟定带的张紧力由《机械设计基础》P161表9-1查得q=0.10kg/m单根V带张紧力3.9计算压轴力3.10V带重要参数=126.41N=998.40N小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带速（m/s）带的根数z80250531.9216006.0344齿轮的设计计算4.1材料的选择由于减速器工作载荷比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，因此为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。根据《机械设计基础》P113表7-3初选小齿轮材料为45钢经调质解决其硬度为217-255HBS，取240HBS,大齿轮材料为45钢经正火解决其硬度为162-217HBS，取190HBS；齿轮等级精度为8级。小齿轮材料为45钢经调质解决其硬度240HBS，大齿轮材料为45钢经正火解决其硬度190HBS。计算及阐明成果4.2参数选择齿数由于采用软齿面闭式传动，故取=24，==4.57*24=109.68，取110。齿宽系数由于是单级齿轮传动，两轴承相对齿轮为对称布置，且两轮均为软齿面，根据《机械设计基础》P116表7-4，取=1.1。载荷系数由于载荷比较平稳，齿轮为软齿面，轴承对称布置，故取K=1.4。④齿数比对于单级减速传动，齿数比u==4.57。4.3拟定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。根据《机械设计基础》P113表7-3通过线性插值法来计算，即[σ]=[513+]=532MPa[σ]=[301+]=309MPa大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，同理由线性插值法得[σ]=491MPa,[σ]=291MPa。4.4计算齿轮的转矩小齿轮转矩为：T=9.55×10×/n=9.55×10×3.17/480=6.31×10=24=110=1.1K=1.4u=4.57[σ]=532MPa,[σ]=309MPa,[σ]=491MPa,[σ]=291MPa。T=6.31×10计算及阐明成果大齿轮转矩为：T=9.55×10×/n=9.55×10×3.04/105.03=2.76×104.5按齿面接触疲劳强度计算取较小的许用接触应力[σ]计算，得小齿轮的分度圆直径为：齿轮的模数为4.6按齿根弯曲疲劳强度计算由齿数=24，=110，根据《机械设计基础》P117表7-5，得复合齿形系数。复合齿形系数与许用弯曲应力的比值为：由于较大，故以此比值代入计算，得齿轮的模数为：T=2.76×10m≥2.36mm计算及阐明成果4.7拟定模数由上述计算成果可见，该齿轮传动的接触疲劳强度较单薄，故应以m≥2.36mm为准。根据《机械设计基础》P104表7-1，取原则模数m=2.5mm。4.8计算齿轮的重要几何尺寸和基本参数故取b=66mm,b=b+(2~10),取b=70mm。m≥1.56mmm=2.5mm名称符号公式齿轮1齿轮2齿数24110分度圆直径60275分度圆齿距PP=πm7.857.85齿顶高=*m2.52.5齿根高3.1253.125齿顶圆直径65280齿根圆直径53.75268.75中心距167.5齿宽7066计算及阐明成果4.9齿轮的构造设计小齿轮采用齿轮轴构造，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式构造。大齿轮的有关尺寸计算尺寸以下：轴孔直径d=60mm轮毂直径=1.6d=1.6×60=96mm轮毂长度L==66mm轮缘厚度=（3~4）=7.5~10mm取=10mm轮缘内径：=-2h-2=280-2×5.625-2×10=248.75mm取=248mm腹板厚度c=0.4=0.4×66=26.4mm取c=26mm腹板中心直径：=0.5(+)=0.5×(248+96)=172mm腹板孔直径=0.25(-)=0.25(248-96)=38mm取=38mm齿轮倒角n=0.5=0.5×2.5=1.25mm取n=1mm5传动轴的设计5.1轴的材料选用45号钢，调制解决，硬度为217~255HBS。d=60mm=96mmL=66mm=10mm=248mmc=26mm=172mm=38mmn=1mm计算及阐明成果5.2按扭矩估算最小直径根据《机械设计基础》P242表14-1得为30~40Mpa,取=30Mpa。主动轴若考虑键=21.91*1.07=23.44mm,取=26mm。从动轴若考虑键=35.85*1.07=38.36mm,取=40mm。5.3轴的构造设计主动轴按照从右到左的次序：第一段：与带轮连接，则轴应当增加0.07，得=26mm,=63mm。第二段：=30mm,=50mm。第三段：选用轴承6208，则=40mm,=20mm。=26mm=40mm=26mm=63mm=30mm=50mm=40mm=20mm计算及阐明成果第四段：其直径应不大于轴承内圈外径，取=48mm,=20mm。第五段：为齿轮轴段，=65mm,=70mm。第六段：为轴承定位轴肩，=48mm,=21mm。第七段：=40mm,=18mm。从动轴按照从右到左的次序：第一段：连接联轴器，有键，则=40mm,=82mm第二段：=46mm,=60mm。第三段：选用轴承6210，=50mm,=43mm。第四段：连接大齿轮，=60mm,=64mm。第五段：轴向定位大齿轮，=70mm,=10mm。第六段：=60mm,=10mm。第七段：选用轴承6210，=50mm,=20mm。5.4危险截面的强度校核主动轴主动轴上的功率=3.17kw,转矩=63.1N·m转速=480r/min=48mm=20mm=65mm=70mm=40mm=18mm=40mm=82mm=46mm=60mm=50mm=43mm=60mm=64mm=70mm=10mm=60mm=10mm=50mm=20mm计算及阐明成果计算齿轮受力：圆周力==2×6.31×10000/60=2103.33N径向力2103.33×=765.55N轴向力0L=119mm求支反力：水平支反力===1051.67N垂直支反力=765.55/2=382.78N1051.67×119/2=62574.37N·mm==382.78×119/2=22775.41N·mm=＝382.78119/2=22775.41N·mm=66590.32N·mm=66590.32N·mm主动轴:=2103.33N=765.55N=0水平支反力:=1051.67N垂直支反力:=382.78N=382.78N水平弯矩=62574.37N·mm垂直面弯矩=22775.41N·mm＝22775.41N·mm计算及阐明成果T=/2=2103.3360/2=63100N·mm该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6.===7600.6N·mm===7600.6N·mm==35.60mm合成弯矩=66590.32N·mm=66590.32N·mm轴传递的转矩:T=63100N·mm当量弯矩=7600.6N·mm=7600.6N·mm计算及阐明成果考虑到键槽对轴的削弱，d值增大5%d37.38mm而该危险截面的轴径为48mm，符合规定。从动轴圆周力=.3N径向力730.6NL=127mm水平支反力=1003.65N垂直支反力365.3N365.3N63731.775N·mm=23196.55N·mm=23196.55N·mm67822N·mmT=276000N·mm危险截面的轴径，符合规定。圆周力=.3N径向力730.6NL=127mm水平支反力=1003.65N垂直支反力365.3N365.3N63731.775N·mm=23196.55N·mm=23196.55N·mm计算及阐明成果经计算得，轴的尺寸符合规定。6键的设计6.1选择键的尺寸，以下表：67822N·mmT=276000N·mm序号bhL工作长度l1（联轴器）12870582（齿轮）181156383（带轮）875648计算及阐明成果6.2校核键联接的强度根据《机械设计基础》表11-6，由轴和齿轮材料，选用许用挤压应力[]=120MPa。键1（联轴器）:===59.5MPa键2（齿轮）:====44.02MPa键3（带轮）:===43.27MPa故满足挤压强度条件，因此全部键均符合设计规定，可用。7轴承的选择及寿命计算7.1轴承的选择选用了6208和6210两种轴承。7.2寿命的计算6208轴承：6210轴承：两种轴承的寿命都不不大于10000h,都符合规定。全部键均符合设计规定。两种轴承都符合规定。计算及阐明成果8箱体构造的设计减速器的箱体采用锻造（HT200）制成，采用剖分式构造为了确保齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.8.1机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度8.2考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度不大于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不不大于30~50mm,取H为40mm。为确保机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。8.3机体构造有良好的工艺性：铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简朴，拔模方便.8.4附件设计：A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，计算及阐明成果有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固。B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其它部件靠近的一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡.E盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要不不大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F定位销：为确保剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提计算及阐明成果高定位精度.G吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.8.5减速器的机体构造尺寸名称符号计算公式成果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M18地脚螺钉数目查《机械设计课程设》表34轴承旁联接螺栓直径M14机盖与机座联接螺栓直径=（0.5~0.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.4~0.5）10视孔盖螺钉直径=（0.3~0.4）8定位销直径=（0.7~0.8）8，，至外机壁距离查《机械设计课程设