机械设计课程设计

1、机械设计课程设计姓名： 莫 尧 班级： 机械1004 学号： 指导教师： 汤迎红 成 绩： 日期： 年 月 目 录一.引言3二.设计任务.3三.拟定传动方案.4四.电动机的选择及功率的计算.5五.传动比的分配及参数的计算.6六.齿轮传动的计算.7七.轴的设计及校核.17八. 键的校核.24九. 轴承的寿命的校核.25十.选择联轴器.29十一.传动零件及轴承的润滑、密封的选择.29十二. 设计心得.32十三.参考文献32第一章 引言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的

2、理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。 第二章 设计任务21课程设计内容设计带式运输机的传动机构，其

3、传动装置如下图所示。 图1-1带式传输机传动机构示意图22课程设计的原始数据 原始数据如表1-1 表1-1设计的原始数据 滚筒圆周力 （N） 运输带转速 (m/s） 运输带滚筒直径 （mm） 2400 2.6 3502、3工作条件 常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作载荷平稳，一班制每班8小时。减速器设计寿命8年大修期23年，输送速度V的误差为5%，三相交流电源380v/220v.14参考文献资料【1】机械设计第八版/濮良贵，纪名刚主编。高等教育出版社【2】机械设计课程设计手册/吴宗泽，高志，罗圣国，李威主编。高等教育出版社 第三章 带式传动机传动系统设计方案拟定传动系统方案（如图）：1.

4、 电机 2.联轴器 3.齿轮传动 4.联轴器 5.卷筒 6.运输带 图1-2带式传动系统示意图 第四章 电动机的选择及功率的计算4.1电动机的选择4.1.1选择电动机的类型 按工作要求选用Y132m-4系列三相异步电动机，它为卧式结构，电压380V。4.1.2选择电动机功率 根据已知条件，工作机所需要的有效功率为： 电动机所需要的功率为： 由表2-5确定各部分效率为： 电动机所需功率为： 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。选电动机，。4.1.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速：选取电动机型号其主要参数表如下：同步转速 额定功率 满载转速 1500 7.5 1440 2.2 2.3 第五章 传

5、动比的分配及参数的计算5.1总传动比 5.2分配传动装置各级传动比 高速级传动比为，低速级的传动比为 5.3传动装置的运动和动力参数计算 5.3.1 I轴 5.3.2 II轴 5.3.3 III轴 将上述计算结果列表2-1中，以供查询 表2-1 传动系统的运动和动力参数参数I轴II轴III轴 1440 396.71 142.2 726 6.97 6.69 48.15 167.8 449.36 3.63 2.79 第六章 齿轮传动的计算6.1 斜齿轮传动 6.1.1 选精度等级，材料及齿数。 .选择材料及热处理方法 选中碳钢：45钢 热处理方法：小齿轮调制处理 大齿轮调制处理 硬度差 选小齿轮数

6、，大齿轮数 选取螺旋角. 初选螺旋角6.1.2 按齿面接触强度设计 根据按式试算 即 确定公式内各计算值. 试选 由图 选取区域系数 由图 查得 则有 查表选取齿宽系数 由表查得材料弹性影响系数 由图 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由式 计算应力循环次数 由图 查得 接触疲劳系数， 对接触疲劳强度计算，点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果，故可取. 按计算接触疲劳许用应力： 许用接触应力： .计算 试计算小齿轮分度圆直径. 计算圆周速度. 计算齿宽b及模数. 计算纵向重合度 计算载荷系数k. 由表查得载荷系数又根据，8级精度，由图查得系数 由表查得 由

7、图查得 由表查得故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径.由式得 计算模数6.1.3 按齿根弯曲强度设计. 由式 .确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度 从图查得螺旋角影响系数 计算当量齿数. 查取齿型系数和应力校正系数.由表查得 计算大小齿轮的并加以比较.1）.由图查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）.由图查得弯曲疲劳寿命系数 , 3）.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数 由式得： 所以 比较得大齿轮值大.设计计算： 取 则 6.1.4 几何尺寸计算 计算中心距 将中心距圆整为119mm. 按圆整后的中心距修正螺旋角. 计算大小齿轮分度圆直径. 计

8、算齿轮宽度. 圆整后得： ， 6.2斜齿轮传动 6.2.1选精度等级，材料及齿数. .选择材料及热处理方法 选中碳钢：45钢 热处理方法：小齿轮调制处理 大齿轮调制处理 硬度差 .选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 即大齿轮齿数 初选螺旋角 6.2.2按齿面接触强度设计. 按式试算，即确定公式内各计算值 试选 由图 选取区域系数 由图 查得 则有 查表选取齿宽系数 由表查得材料弹性影响系数 由图 按齿面硬度查得 小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限由式 计算应力循环次数由图查得接触疲劳系数 对接触疲劳强度计算，点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果，故可取. 按计算接触疲劳许用应力：

9、许用接触应力： .计算 试计算小齿轮分度圆直径. 计算圆周速度. 计算齿宽b及模数. 计算纵向重合度 计算载荷系数k. 由表查得载荷系数又根据，8级精度，由图查得系数 由表查得 由图查得 由表查得故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径.由式得 计算模数6.2.3 按齿根弯曲强度设计. 由式 .确定计算参数 计算载荷系数 根据纵向重合度 从图查得螺旋角影响系数 计算当量齿数. 查取齿型系数和应力校正系数.由表查得 计算大小齿轮的并加以比较.1）.由图查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）.由图查得弯曲疲劳寿命系数 , 3）.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数

10、由式得： 所以 比较得大齿轮值大.设计计算： 取 则 6.2.4 几何尺寸计算 计算中心距 将中心距圆整为. 按圆整后的中心距修正螺旋角. 计算大小齿轮分度圆直径. 计算齿轮宽度. 圆整后得： ， 第七章 轴的设计及校核选取轴的材料为45钢，调制处理.7.1 I轴的结构设计 7.1.1 初步确定轴的最小直径 按式初步估算轴的最小直径. 根据表 取 ，于是得： 输出轴的最小直径显然是安装联轴器的，为使所选轴的直径与联轴器的孔径相适应，需同时选取联轴器型号. 联轴器的转矩,查表14-1,取=1.3 则有 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准 选用HL2型弹性套柱销联轴器,其最大转矩为 。

11、联轴器的孔径.故取,联轴器长度L=50mm.联轴器与轴配合的毂孔长度. 7.1.2 拟定轴上零件的装配方案. 轴上装配有弹性套柱销联轴器,滚动轴承、封油圈、圆柱斜齿轮、键、轴承端盖.7.1.3 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度. （1）为了满足弹性联轴器的轴向定位要求，取第一段右端需制出一轴肩。故取二段的直径，左端用轴承端盖定位，联轴器与轴配合的轮毂孔长度，为了保证轴承端盖只压在联轴器上，而不压在轴的端面上，故二段的长度应比略短一些，现取。 （2）初步选择滚动轴承因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单

12、列圆锥滚子轴承7205型，其尺寸为 故取第三段直径，而，故。因圆柱斜齿轮，因此选，选，。确定轴上圆角和倒角尺寸： 倒 角 ，圆角。7.2 II轴的结构设计及校核 已知：轴的功率， 7.2.1求作用在齿轮上的力 已知：斜齿大齿轮分度圆直径 斜齿小齿轮分度圆直径 大斜齿轮上的作用力有： 小斜齿轮上的作用力有： 7.2.2 初步确定轴的最小直径. 选取轴的材料为45钢，调质处理。 初步估算轴的最小直径 查表（153） 取=120 7.2.3 轴的结构设计及校核 （1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴向定位的要求，左端轴承用轴承端盖和挡圈定位，按轴端直径取挡圈

13、直径。初步选择滚动轴承因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7207型，其尺寸为： 故取，而， 取安装齿轮处的轴段第二四段的直径，齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知斜齿轮的轮毂宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，小斜齿轮右端和大斜齿轮左端均采用轴肩定位，轴肩高度，取。则轴环处的直径，取轴环的长度 轴的总长度 （3）、轴上零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按查手册，查得平键截面（GB/T 10951979）。同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配

14、合为，同样，联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的。 （4）、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考4II表（152），取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为2mm. （5）、求轴上的载荷 1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于7207型圆锥滚子轴承查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距： 2）作水平弯矩图求支反力 ， 求弯矩 画弯矩图（b）3）作垂直平面的弯矩图求支反力， 求弯矩 画弯矩图（c） 4）合成弯矩 画弯矩图（d）5）作扭矩图（e）6）按弯扭组合成的应力校核轴的强度对称循环变应力时 根据4式（154） 按4表（151）查得

15、由表（151）查得 7.3 轴的结构设计 7.3.1 初步确定轴的最小直径 查4表（153） =110 7.3.2 拟定轴上零件装配方案 轴上装配有:斜齿轮,单列圆锥滚子轴承,套筒,联轴器,轴承端盖,螺栓. 7.3.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 （1）为了满足要求,轴的最小直径显然是安装联轴器，为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩 查表（141），考虑转矩变化很小，故取 则 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩条件，查标准（GB/T43231984）选用HL3型弹性套柱销联轴器。其最大转矩为,联轴器的孔径，故选，联轴器长度L=70mm

16、，联轴器与轴配合的毂孔长度，为使轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故第二段长度应比略短一些，现选。第二段安装轴承,右端采用轴肩定位,左端采用端盖定位,选。根据，由轴承产品目录中选用0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承7209型，其尺寸为，故取。 （2）取安装齿轮的轴段段的直径，齿轮的左端采用轴肩定位，齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位已知斜齿齿轮的轮毂，为了保证轴与轴两斜齿轮的正确啮合，则： 则有 联轴器的左端采用轴肩定位，轴肩高度，取，则 7.3.4轴向零件的周向定位 齿轮联轴器的周向定位均采用平键联接，根据，键，为了 保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴配合为过渡配合

17、，选键，。 第八章 键的校核 8.1.输入轴（轴1）上键的校核联轴器处连接键由参考文献2P106表6-1选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm。联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献【1】P106表6-2查得，显然键连接的强度足够。8.2.中间轴（轴2）上键的校核 齿轮2处键连接的挤压应力齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献【1】P106表6-2查得，显然键连接的强度足够。8.3.输出轴（轴3）上键的校核 联轴器处连接键由参考文献1P106表6-1选择=108，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm 联轴器处键连接的挤

18、压应力: 齿轮选用双键连接，180度对称分布。参考文献1P106表6-1选择=128，t=5mm,=28mm。轴径为=44mm 齿轮处键连接的挤压应力: 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献【1】查得，显然键连接的强度足够。 第九章 轴承的寿命的校核9.1.输入轴（轴1）上轴承寿命的校核 由参考文献2P191表8-33查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为： 由于故轴承2为松端，轴承1为紧端 故轴承1的轴向力： 轴承2的轴向力: 由参考文献1P321表13-5可查得： 取故 取根据轴承的工作条件，查参考

19、文献【1】P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求。9.2.中间轴（轴2）上轴承寿命的校核 由参考文献2P191表8-33查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为：由于故轴承1为松端，轴承2为紧端。 故轴承1的轴向力:轴承2的轴向力:由参考文献【1】P321表13-5可查得：取故根据轴承的工作条件，查参考文献【1】P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218

20、公式11.1c得轴承1的寿命已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求。9.3.输出轴（轴3）上轴承寿命的校核由参考文献2P191表8-33查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN 轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为：由于故轴承1为松端，轴承2为紧端。 故轴承1的轴向力:轴承2的轴向力: 由参考文献【1】P321表13-5可查得故 根据轴承的工作条件，查参考文献1P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求。 第

21、十章 选择联轴器由于电动机的输出轴径（D=38mm）的限制，故由参考文献【2】P103表8-7选择联轴器为Lx1型弹性柱销联轴器，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选Lx3型，孔径取35mm第十一章 传动零件及轴承的润滑、密封的选择 11.1齿轮润滑的选择 齿轮的圆周速度，可选用浸油润滑，浸油润滑是将传动件一部分浸入油中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。润滑油选全损耗系统用油（GB4431989）代号：LAN22，在40时，运动粘度为。凝点（倾点）不低于-5，闪点

22、（开口）不低于150。主要用途用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机风动工具等。11.2滚动轴承的润滑对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度时，滚动轴承宜采用脂润滑。当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。滚动轴承选钙钠基润滑脂（ZBE360011988）ZGN2。滴点不低于135.主要用途用于工作温度在80100，有水分或较潮湿环境中工作的机械润滑。多用于铁路、机车、列车等滚动轴承（温度较高者）润滑，不适合低温工作。11.3减速器的密封减速器需要密封的部位一般有伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。11.3.1轴伸出处的密封为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等

23、侵入轴承室的密封效果。毡圈式密封简单、价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重。主要用于脂润滑及密封处轴颈圆周速度较低（一般不超过）的油润滑。11.3.2箱体结合面的密封为了保证箱座、箱盖联接处的密封联接，凸缘应有足够的宽度，结合面要经过精刨或刮研。联接螺栓间距不应过大以保证压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片，只允许右剖面间涂以密封胶。为提高密封性，左箱座凸缘上铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回箱体内。铸造箱体材料一般多用铸铁HT150或HT200，铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好易进行切削加工。11.4减速器箱体结构尺寸机座壁厚 取 机盖壁厚 取 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机底凸缘厚度 地脚螺栓直径 取 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 取 盖与座连接螺栓直径 取 联接螺栓的间距 轴承端盖螺钉直径 取 窥视孔盖螺栓直径 取 定位销直径 至外机壁距离 至