机械设计基础课程设计说明书

1、目录一、设计任务书2二、确定传动方案2三、选择电动机3四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比4五、传动装置的运动和动力参数4六、V带传动设计5七、齿轮传动设计7八、高速轴的设计10九、低速轴承的设计13十、滚动轴承的选择16十一、键的选择与校核17十二、联轴器的选择20十三、减速器附件的选择及结构尺寸计算20十四、减速器的润滑与密封28课程设计总结23参考文献23一、设计任务书结 果（一） 技术数据表1.1 技术数据运输带工作拉力（KN）运输带工作速(m/s)转筒直径D(mm)650.59140（二） 工作条件 表1.2 工作条件运转方向载荷性质起动方式使用年限生产批量工作时间单向平稳空

2、载8小批量每天8小时二、拟定传动方案根据工作机的工作条件，现分析四种传动方案。图1.1方案（a）结构紧凑且尺寸小，传动效率高，适应繁重工作要求，但是成本比圆柱齿轮高。图1.1方案（b）结构紧凑，但蜗杆传动效率低，长期连续工作不经济。图1.1方案（c）选用闭式齿轮传动，适应繁重工作要求，但宽度尺寸较大。图1.1方案（d）选用带传动和闭式齿轮传动，虽然结构尺寸较大，但是有传动平稳、缓冲吸震、过载保护的优点，与上述其他方案相比最为合理。由此初步拟定传动机构的类型和布置各传动机构如图1.1（d）所示。为了估计传动装置的总传动比范围，以便合理的选择合适的传动机构和拟定传动方案。可先由已知条件计算起驱动卷

3、筒的转速nw ，即nw=601000D=6010000.5914080.5r/min一般常选用转速为750r/min，1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，传动装置总传动比为，经计算得传动比约为9.31，12.42、或18.63根据总传动比数值，可初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案,如图1.2所示。 (a) (b) (c) (d)图1.1 带式运输机传动方案比较图1.2 带式运输机传动系统三、选择电动机1、电动机的类型和结构形式按已知的工作要求和条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机容量（1）工作机所需功率为 Pw=FV1000=6500

4、0.591000=3.835kw（2）电动机输出功率Pd Pd=Pw 传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表3-3查得：V带传动 =0.95；滚动轴承 =0.99；圆柱齿轮传动 =0.97；弹性联轴器 =0.99；卷筒轴滑动轴承 =0.96,则总效率 =0.950.9920.970.990.960.858 故 Pd=Pw=3.8350.858=4.47kW（3）电动机额定功率Ped依据表12-1选取电动机额定功率 Ped=5.5KW3、电动机的转速为了便于选择电动机的转速，先推算电动机转速的可选范围。由表3-1查得V带传动常用比为范围i1=24单级圆柱齿轮传

5、动i2=35，则合理总传动比为i=620故电动机转速可选范围为nd=nwi=80.5620=4831610r/min由表12-1初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较如下表：方案电动机型号额定功率/KW同步转速/(r/min)满载转速(r/mim)总传动比外伸轴长D/mm轴外长度E/mm1Y132S-45.51500144017.9838802Y132M2-65.5100096012.423880通过对上述两种方案的比较，可以看出：但方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案2。4、Y132M2-6电动机的数据和外形，安装尺寸如下表。型号额定功

6、率满载转速中心高外伸轴径轴外伸长度Y132M2-45.59601323880由表12-2查得尺寸HABCDEFGKABADACHDBBL132216178893880103312280210270315238515图2-1 Y132M2-4型电动机的安装四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比1、传动装置总传动比： i=nmnw=96080.511.92、分配各级传动比：取V带传动比i1=2.5则单级圆柱齿轮减速器的传动比为 i2=ii1=11.92.5=4.76结果：所得i2 符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。五、传动装置的运动和动力参数1、各轴转速按电动机额定功

7、率为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为： n1=n0i1=9602.5=384r/min n2=n1i2=3844.7680.67r/min2、各轴输入功率按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，即 P0=Ped=5.5KW P1=P01=5.50.955.23KW P2=P123=5.230.990.975.02KW3、各轴转矩 T0=9550P0n0=95505.596054.71Nm T1=9550P1n1=95505.23384130.07Nm T2=9550P2n2=95505.0280.67594.29Nm六、V带传动设计1、计算功率Pc 由已知条件，由表10-7查

8、得KA=1.2,故 Pc=1.2Ped=6.6KW2、选普通V带型号根据Pc=6.6KW,n0=960r/min由图 10-8查出此坐标点位于A型和B型的交界处，现暂选用A型计算。3、求大、小带轮基准直径dd1,dd2。 由资料1表10-8，取dd1=125mm dd2=n0n1dd1=960384125=312.5mm 由表10-8，取 dd2=315mm（其误差为（315-312.5）/312.50.008,在允许范围内）。由式13-9得传送比i i=dd2dd1=315125=2.524、验算带速v： =dd1n0601000=125960601000=6.28m/s带速在525m/s范

9、围内，合适。5、求V带基准长度和中心距a初步选取中心距取a0=590mm，符合。由式10-16得L0=2a0+2dd1+dd2+dd1+dd224a0=2590+2315+120+315-12524590=1721.2mm查表10-2，对A型带选用在由式10-17计算实际中心矩a=a0+Ld-L02=590+1800-1721.22=629.4mm6、验算小带轮包角由式10-18得a1=1800-dd2-dd1a57.30=1800-315-125629.457.30=162.70 合适7、求V带根数z由式13-15得 由n0=960r/min,dd1=125mm 查表10-4得 P0=1.3

10、71.66-1.371200-960970-976=1.38KW4、验算带速v： P0=0.10+0.11-0.10980-800960-800=0.109KW由a1=162.70,查表10-6 得Ka=0.95+0.98-0.95170-160162.7-160=0.958查表10-2得KL=1.01，由此可得z=Pc(P0+P0)KaKL=6.6(1.38+0.109)0.9581.014.58取z=5根。8、求作用在带轮上的压力查表13-1得q=0.10kg/m,故由式10-20得单根V带的初拉力 F0=500Pcz2.5Ka-1+q2=5006.656.282.50.958-1+0.1

11、06.282=173.1N作用在轴上的压力Q:由式10-21得Q=2zF0sin12=25173.1sin162.702=1711.3N七、齿轮传动设计1、选择材料、精度及参数小齿轮：45钢，调质，HBS1=230 （表12-1）大齿轮：45钢，正火，HBS2=190 （表12-1）两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求。2、确定材料需用接触应力。查表12-6，两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为 Hlim1=480+0.93HBS1-135=480+0.93230-135=568.4MPa Hlim2=480+0.93HBS2-135=480+0.93190-135=531

12、.2MPa表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim数ao.4用调值 =1.0，则两齿轮材料的许用接触应力分别为 H1=Hlim1SHim=568.41=568.4MPaH2=Hlim2SHim=531.21=531.2MPa3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计。由式12-6得d13KT1du+1u3.54ZEH2式中：小齿轮的转矩T1=130.07N.m;查表12-3，去载荷系数K=1.1；查表12-4 弹性系数，取齿宽系数为；H以较小值H2=531.2MPa代入d131.1130.0710313+133.54189.8531.22=67.33mm4、几何尺寸计算齿数:由于采用

13、闭式软齿面传动，小齿轮的推荐值，取，则模数： m=d1z1=67.3327=2.49mm由表5-1，将转化为标准模数，m=2.5mm中心距： a=m(Z1+Z2)2=2.5(27+81)2=135mm齿宽： b2=dd1=167.33=67.33mm , 取整数b2=67mm 取b1=75m5、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式12-8得 查表12-5，两齿轮的齿行系数，应力校正系数分别为时 时 查表12-6 , 两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 查表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数为则两齿轮材料许用弯曲疲劳应力分别为 F1=Flim1SFlim=2091.0=209MPa F2=Fli

14、m2SFlim=2011.0=201MPa将上述参数分别代入校核公式12-8，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为F1=2KT1bd1mYF1YS1=21.1130.071036767.332.52.571.60=104.3F1F2=2KT1bd1mY2Y2=21.1130.071036767.332.52.2181.77=99.61713.2Nm，采用Y型孔，A型键，取半联轴器的轴孔直径d1=48mm，轴孔长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm。十二、减速器附件的选择及结构尺寸计算1 窥视孔盖和窥视孔窥视孔一般放置在盖板盖上，用M6M10的螺钉紧固，采用加强垫片加强密封

15、，盖板常用钢板或铸铁制成，窥视孔及视孔盖的结构如图12-1所示 图12-1 窥视孔及视孔盖结构其结构尺寸查参考资料2表19-4，记录于表12-1表12-1 窥视孔及视孔盖结构尺寸符号直径孔数尺寸90756070554074452 放油螺塞为了便于放油和排出箱底杂质，应在油池最低处设置放油螺塞，放油孔应设置在不与其他部件靠近的一侧，箱体内底面一般做成向底端倾斜的结构，以便污油流出。平时，放油孔用螺塞和油封圈堵住，加强密封。螺塞和油封圈的结构如图12-2所示图12-2 螺塞和油封圈结构螺塞和密封圈的结构尺寸见表12-2基本尺寸极限偏差15.824.212210 0.2827428 表12-2 螺塞

16、和密封圈结构尺寸3 通气孔减速器在工作时，箱体内的温度会升高，使箱体内气体膨胀，气压升高。为了便于箱体内的热气溢出，保证箱体内外压力平衡，提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性，常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，其结构如图12-3所示图12-3 通气塞及提手式通气器结构查参考资料2表19-9得，通气塞及提手式通气器结构尺寸见表12-3表12-3 通气塞及提手式通气器结构尺寸1313.51016823 说明：S 螺母扳手开口宽度4 油标 油标用于检查油面高度，常设置于方便观察油面及油面较稳定处，如低速级齿轮附近。油标的结构类型有多种，在这里选用带有螺纹部分的油标，其结构如图12-4所示油标的结构

17、尺寸查参考资料2表19-8，记录于表12-4表12-4 油标的结构尺寸412628106420165 吊耳 在减速器中，常常采用在箱盖上直接铸出吊耳或吊耳环来代替环首螺钉，以减少机械加工工序，设计吊耳的结构如下图12-5所示图12-5 吊耳结构图根据经验公式求得结构图中各处尺寸如下：为箱盖壁厚，取，取，取6 轴承盖轴承盖是对轴上滚动轴承起定位和固定作用的，且类型有多种，根据要求和实际情况选凸缘式轴承盖，其结构如图12-6所示 图12-6 凸缘式轴承盖结构从动轴，根据上述得出的轴承外径，螺钉直径，参照经验公式求得图12-6各处尺寸如下：=130 ；，取；，取；，取，取；由结构确定。主动轴，根据上

18、述得出的轴承外径，螺钉直径，参照经验公式求得各处尺寸如下：112 ；，取；，取；，取，取；由结构确定。7 启盖螺钉启盖螺钉安装在箱盖凸缘上，数量为12个，其直径与箱体箱座箱盖联接螺栓直径相同，即，长度应大于箱盖凸缘厚度，取。8 定位销 两个定位销应设在箱体联接凸缘上，相距尽量远些，而且距对称线距离不等，以使箱座、箱盖能正确定位。此外，还要考虑到定位销装拆时不与其他零件相干涉。选用圆锥定位销，其直径可取箱座箱盖联接螺栓直径的0.8倍，故。其长度应销大于上下箱体联接凸缘总厚度，根据参考资料2表14-11，取长度。十三、减速器的润滑与密封1 润滑方式（1）、因齿轮=1.63m/s12m/s，考虑成本

19、及需要选用浸油润滑；（2）、轴承采用润滑脂润滑。2 润滑油牌号及用量 （1）、齿轮润滑选用150号机械油（GB 4431989），最低最高油面距（大齿轮）1020,需油量1.5L左右； （2）、轴承润滑选用ZL3型润滑油（GB 73241987），用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。3 .密封形式（1）箱座与箱盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。（3）轴承孔的密封选用毡圈加以密封。（4）轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。课程设计总结机械设计课程设计是机械设计课程的

20、重要的实践环节，此次设计综合运用了机械设计课程和其他选修课程的理论和实际知识，主要设计一个一级齿轮减速器。一开始，由于理论知识的不足，有点手忙脚乱。在老师和同学们的帮助下，我慢慢熟悉也适应了，让我找到了信心。通过详细的计算和校核及结合实际情况，设计的过程基本正确，结果基本合理，可以满足设计的要求。但这其中也存在着一些问题，如在传动方案的选择时，由于所学的理论知识有限，在对各传动方案进行比较时，理论分析不够充分；又如在电机的选择、齿轮的设计和轴的设计等步骤中，由于自身理论知识的不足和客观条件的限制，设计者因对箱体的结构未能了解透彻，以致在上述内容的设计上可能存在缺陷，但通过校核，设计结果是合理的

21、。 这次课程设计使初步了解了机械的选择、设计与加工的基本知识，也进一步增强了对数据处理和一些细节问题处理上的分析能力，同时还培养了综合运用机械设计课程及其他课程理论知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用，同时在此次设计过程中，学生之间相互交流与探讨，取长补短，增进了彼此间的友谊，培养了团队精神。由于时间的仓促，还有许多地方有不足之处。但是艰难困苦玉汝于成，机械设计课程设计看来我是永记于心了。参考文献主要参考文献：1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月。2 王洪，刘扬.机械设计课程设计.北京：北京交通大学出版社，2010年3月。nw=80.5r/minPw=3.

22、835kw=0.858Pd=4.47kWPed=5.5KWnd=4831610r/mini=11.9i1=2.5i2=4.76n0=960r/minn1=384r/minn2=80.67r/min P0=5.5KW P1=5.23KW P2=5.02KWT0=54.71NmT1=130.07NmT2=594.29NmPc=6.6KWdd1=125mmdd2=315mmi=2.52=6.28m/sa0=590mmL0=1721.2mma=629.4mma1=162.70 P0=1.38KWP0=0.109KWKa=0.958z=5F0=173.1NQ=1711.3N Hlim1=568.4MPa Hlim2=531.2MPaH1=568.4MPaH2=531.2MPam=2.5mma=135mmb2=67.33mmb1=75m Flim1=209MPaFlim2=201MPaF1=209MPaF2=201MPaF1=104.3 F2=99.61d1=67.5mmd2=202.5mmda1=73.5mmda12=208.5mmdf1=65mm df2=200mma=135mmb1=67mm b2=75mm1=1.63m/sd=72mmd1