機械設計課程設計

1、 機械設計課程設計計算說明書 第一部分 緒 論本課程設計主要進行的是一級普通圓柱蝸桿傳動減速器的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程知識，是高等工科院校大多數(shù)專業(yè)學生一次較全面的設計能力訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)，就我個人而言，在以下方面獲益匪淺：1、 培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其它相關課程的基礎理論并結合實際進行分析和解決工程問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械方面的知識；2、 通過制訂設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正確計算零件工作能力、確定尺寸和選擇材料，以及較全面地考慮制造工藝、使

2、用和維護等要求，之后進行結構設計，達到了解和掌握機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法；3、 進行設計基本技能的訓練。例如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖標、標準和規(guī)范等）以及使用經(jīng)驗數(shù)據(jù)。進行經(jīng)驗估算和處理數(shù)據(jù)的能力。 該減速器的設計基本符合生產設計要求，限于作者初學水平，錯誤及不妥之處望老師批評指正。第二部分 課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1課題題目一級普通圓柱蝸桿傳動減速器（用于帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器）2.2 主要技術參數(shù)說明 根據(jù)設計要求減速器的主要參數(shù)為：運輸帶工作拉力2.5KN、運輸帶工作速度1.1m/s、運輸帶滾筒直徑390mm，運輸帶繞過滾筒的損失通過效

3、率計算，取效率=0.97。2.3 傳動系統(tǒng)工作條件帶式輸送機連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，工作中有輕微振動，單班制工作，每班工作8小時，空載啟動，運輸帶速度允許速度誤差為5%，工作期限為十年，每年工作300天；檢修期間隔為三年。在中小型機械廠小批量生產。2.4傳動方案的選擇 圖2-1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案簡圖第三部分 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3.1減速器結構根據(jù)課程要求為一級普通圓柱蝸桿傳動減速器；因工作速度V1.1m/s45HRC,從機械設計表117查得蝸輪的基本許用應力=268。由機械設計P254應力循環(huán)次數(shù):N=60150.023608=8643456; 壽命系數(shù)=0.7213;

4、則=191MPa; 6）計算中心距=168.923mm;取中心距a=180mm,因=57.98,故從機械設計表112中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm；這時/a=0.35，從機械設計圖1118中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結果可用。2.蝸桿的主要參數(shù)與幾何尺寸軸向尺距mm;直徑系數(shù);齒頂圓直徑;齒根圓直徑;分度圓導程角;蝸桿軸向齒厚mm。3.校核齒根彎曲疲勞強度當量齒數(shù)=/=48.24；根據(jù)，從機械設計圖1119中可查得齒形系數(shù)；螺旋角系數(shù)；從機械設計P255知許用彎曲應力=從機械設計P256表118查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應力=56。由教

5、材P255壽命系數(shù)=0.693；=560.69=338.808MPa; =1.531.05578500/(63302.46.3) 2.7170.9592=20.18MPa可見彎曲強度是滿足的。4.驗算效率已知=;與相對滑動速度有關。9.68m/s；從機械設計表1118中用插值法查得=0.01632, 代入式中得=0.824,大于原估計值,因此不用重算。5.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇9級精度,側隙種類為f,標注為8f GB/T100891988。然后由參考文獻5P187查得蝸桿的齒厚公差

6、為=71m, 蝸輪的齒厚公差為 =130m;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6m, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6m和3.2m。6.熱平衡核算初步估計散熱面積：取(周圍空氣的溫度)為。 =(8.1517.45)，取17 =+=68.885; 所以S=0.92合格。4.3蝸輪幾何尺寸的設計計算1. 蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 蝸輪齒數(shù)48;變位系數(shù)mm;演算傳動比=48mm,這時傳動誤差比為%,是允許的。蝸輪分度圓直徑=6.348=302.4mm；蝸輪喉圓直徑=315mm；蝸輪齒根圓直徑=281.25；蝸輪咽喉母圓半徑=22.5mm。2.校核齒根彎曲疲勞強度 3. 當量齒數(shù) 根據(jù)=-0.

7、5，=43.48，從參考文獻1中圖11-19中可以查得齒形系數(shù)=2.87。4.螺旋角系數(shù) 5. 許用彎曲應力 從文獻1表11-8中查得由制造的蝸輪的基本用應力。6.壽命系數(shù) ； ； 。 由此可見彎曲強度是滿足的。7.驗算效率已知；與相對滑動速度VS有關。；從參考文獻1表11-18中用插入值法查得，；代入式中求得，大于原估計值，因此不用重算。8. 熱平衡計算 散熱面積取傳熱系數(shù) ，取，從而可以 計算出箱體工作溫度:因為，所以符合要求。9.精度等級公差和表面粗糙度的確定考慮到所設計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度，側隙種類為c

8、，標注為7c GB/T10089-1988。然后由有關手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，詳見圖紙。10.計算中心距mm；第五部分 軸的設計計算5.1軸的材料和熱處理的選擇 因為蝸桿的直徑很小，可以將蝸桿和蝸桿軸做成一體，即做蝸桿軸。選用45調質，硬度217255HBS，調質處理。下圖為其零件結構圖：5.2蝸桿軸幾何尺寸的設計計算5.2.1按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑根據(jù)機械設計式（15-2），并查表15-3，取A0=115； dA0(P1/n1)1/3=115(4.19/2900)1/3mm=27.6mm；考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則：d=18.1(1+5%)mm=28.98mm； 所

9、以選取d=30mm。5.2.2軸的結構設計1.軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央，相對兩軸承對稱布置，兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。2.確定軸各段直徑和長度I段：直徑d1=30mm，長度取L1=60mm；II段：由機械設計P364得：h=0.08，d1=0.0830=2.4mm；直徑d2=d1+2h=30+22.4=35mm,長度取L2=50mm；III段：直徑d3=40mm；初選用7008C型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為10mm，并且采用套筒定位；故III段長：L3=40mm；段:由機械設計P364得：h=0.08，d3=0.0850=4mm；直徑

10、d4=d3+2h=40+24=50mm，長度取L4=45mm；段：直徑d5=80mm，長度L5=120mm；段：直徑d6=d4=50mm，長度L6=50mm；段：直徑d7=d3=40mm，長度L7=L3=40mm；初選用7008C型角接觸球軸承，其內徑為40mm，寬度為10mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=405mm；3.按彎矩復合強度計算1）求小齒輪分度圓直徑：已知d1=80mm=0.08m；2）求轉矩：已知T2=91.7N.m；T1=54.8N.m；3）求圓周力：Ft；根據(jù)機械設計（10-3）式得：=2T1/d1=254.8/8010-3=1370N；=2T2/d2=590N；4

11、）求徑向力Fr根據(jù)機械設計（10-3）式得：Fr=.tan=590tan200=214.7N；5） 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=182.5mm; 繪制軸的受力簡圖a;繪制垂直面彎矩圖b; 軸承支反力：FAY=FBY=Fr1/2=107.35N；FAZ=FBZ=/2=685N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為：MC1=L/2=19.6Nm； 繪制水平面彎矩圖c截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=685182.5=125Nm;繪制合彎矩圖dMC=(MC12+MC22)1/2=(19.62+1252)1/2=126.5Nm;繪制扭矩圖e轉矩：T=T1=54.8

12、Nm;圖5-15.2.3軸的強度校核校核危險截面C的強度由機械設計式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉切應力為脈動循環(huán)應力,取=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由教機械設計表15-1查得,因此,故安全。該軸強度足夠。由于軸的最小直徑是按扭轉強度很寬裕的確定的，由蝸桿軸受力情況知截面C處應力最大，但其軸徑也比較大，且應力集中也不大，各處應力集都也不大，故蝸桿軸疲勞強度不必校核。 5.3蝸輪軸的設計計算5.3.1按扭矩初算軸徑選用45調質鋼，硬度（217255HBS）；根據(jù)機械設計式（15-2），表（15-3）取A0=115；dA0(P2/n2)1/3=115(3.03/50.02)1/3

13、=43.7mm；取d=45mm。下圖為其零件結構圖：5.3.2軸的結構設計1.軸上的零件定位，固定和裝配單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。2.確定軸的各段直徑和長度I段：直徑d1=45mm；長度取L1=80mm；II段：由機械設計P364得：h=0.08，d1=0.0958=5.22mm；直徑d2=d1+2h=58+25.2266mm,長度取L2=50mm；III段：直徑d3

14、=70mm；由GB/T297-1994初選用7014C型圓錐滾子軸承，其內徑為70mm，寬度為20mm。故III段長：L3=40mm;段：直徑d4=82mm；由機械設計P364得：h=0.08 ,d3=0.0882=6.56mm，d4=d3+2h=70+26.682=82mm，長度取L4=110mm；段：直徑d5=d3=70mm，L5=40mm；由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=320mm。3.按彎扭復合強度計算1）求分度圓直徑：已知d2=82mm；2）求轉矩：已知T2=91.7Nm；3) 求圓周力Ft：根據(jù)機械設計（10-3）式得=2T2/d2=590 N；4)求徑向力Fr：根據(jù)機械設計式

15、（10-3）得Fr=tan=3586.4tan200=1370N5)因為兩軸承對稱，所以LA=LB=75mm；求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=107.35N;FAX=FBX=/2=295N;由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=107.3575=8Nm;截面C在水平面彎矩為MC2=FAXL/2=29575=22.125Nm;計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54Nm; 圖5-25.3.3軸的強度校核校核危險截面C的強度由機械設計式（15-5）由機械設計式（15-5）經(jīng)判斷軸所

16、受扭轉切應力為對稱循環(huán)變應力,取=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調質處理,由機械設計表15-1查得,因此24000h故所選軸承滿足壽命要求.6.2鍵的選擇計算及校核1.連軸器與電機連接采用平鍵連接軸徑d1=38mm，L電機=50mm查參考文獻5P119選用A型平鍵，得：b=10,h=8,L=50; 即：鍵A1050 GB/T1096-2003 l=L電機-b=50-8=42mm; T2=20000N.m ; 根據(jù)教材P106式6-1得p=4T2/dhl=420000/10842 =23.8Mpap(110Mpa)2.輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接軸徑d2=30mm,L1=60mm,T=54.

17、8N.m; 查手冊P51選A型平鍵，得：b=10,h=8,L=50; 即：鍵A1050 GB/T1096-2003l=L1-b=60-10=50mm; h=8mm;p=4T/dhl=454800/30850 =18.3Mpap(110Mpa)3.輸出軸與渦輪連接用平鍵連接軸徑d3=58mm,L2=80mm,T=91.7N.m; 查手冊P51選用A型平鍵，得：b=18,h=11,L=70即：鍵A1870GB/T1096-2003l=L2-b=80-18=62mm; h=11mm; 根據(jù)機械設計6-1式得p=4T/dhl=491700/581162 =9.8Mpap (110Mpa)6.3聯(lián)軸器的

18、選擇1.類型選擇為了隔離振動與沖擊,選用彈性套柱銷連軸器。2.載荷計算公稱轉矩T= N.m；3.型號選擇從GB43232002中查得LX3型彈性套柱銷連軸器的公稱轉矩為1250N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為3048 mm之間,故合用。第七部分 減速器潤滑、密封及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒輪。2.滾動軸承的潤滑因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V1.52m/s所以采用飛濺

19、潤滑。7.2密封的選擇確定對于軸承的密封設計采用了軸承端蓋還在其中加入了密封圈。蝸桿軸承端一邊用悶端蓋，一邊用唇形密封圈。渦輪軸承一邊用悶端蓋，一邊用氈圈。整個箱體是密封的。軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。7.3減速器附件的選擇確定1.窺視孔及視孔蓋圖7-1參考文獻4表4-3得：直徑孔數(shù)907560-7055407445表7-12.通氣器由已知選型號，外型安裝圖： 圖7-2查參考文獻4表4-5可得：8316404012716184025.422622表7-23.油標尺由條件可選M16型的。安裝圖如下：圖7-3d1d2d3habcDD1M1641663512852622表7-34.放油孔與螺塞

20、放油孔應設在油池的最低處，平時用羅塞堵住，采用圓柱螺塞時，箱座上裝置處應設凸臺，并加封油墊片。放油孔不能高于油池底面，以免排不干凈。如下圖示： 圖7-4放油孔的位置圖7-5外六角螺塞、封油墊圈5. 啟蓋螺釘 啟蓋螺釘直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，螺紋長度應大于箱蓋凸緣厚度；螺釘端部制成圓柱形或半圓形，以避免損傷剖分面或端部螺紋。取長度L=30mm；6. 定位銷選圓柱銷：7.吊裝置為便于拆卸和搬運減速器，應在箱體上設置起吊裝置，綜合考慮選擇吊耳。查參考文獻4表4-14得吊耳外形尺寸如下表：=4=6=8=6=0.9=1.1表7-4（為箱蓋厚度）吊環(huán)螺釘?shù)耐庑螆D如下：圖7-67.4 箱體主要結構尺

21、寸計算1.箱座高度齒高為：；則齒輪浸油深度符合條件齒輪浸油深度大于10mm的要求?？偟挠蜕睿?；箱體內儲油寬度大約為178mm；箱體內儲油長度大約為366mm；則儲藏的油量；單級減速器每傳遞1kw的功率所需的油量：符合要求。2.箱體的剛度設計從機械設計表17-1、17-2可得結果如表2：名稱符號蝸輪蝸桿減速器尺寸選用箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑蓋與座聯(lián)結螺栓直徑聯(lián)結螺栓間距175軸承端蓋螺釘直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑至外箱壁距離26、22、18、16至凸源邊緣距離20、16、14軸承旁凸臺半徑16凸臺高度45

22、外箱壁至軸承座端面距離42蝸輪頂圓與內壁的距離10蝸輪輪轂端面與內壁距離9 箱蓋、箱座肋厚軸承端蓋外徑120軸承旁聯(lián)結螺栓距離120表2第八部分 總 結經(jīng)過幾周的課程設計，我終于完成了自己的設計，在整個設計過程中，感覺學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統(tǒng)化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。除了知識外，也體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節(jié)。在設計過程中，我們會碰到好多問題，這些都是平時上理論課中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就

23、成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定，以前雖然做過作業(yè)，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環(huán)境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經(jīng)過老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。剛剛開始時真的使感覺是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據(jù)，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細節(jié)問題，都必須通過計算查表確定。 設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很

24、大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業(yè)生活吧。經(jīng)過這次課程設計感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識，經(jīng)過訓練能夠非常熟練的使用Word和CAD，覺得受益匪淺。所以這次課程設計，我覺得自己真的收獲非常的大?？吹阶约和瓿傻某晒?，真的覺得雖然很累，但覺得很欣慰，這次課程設計應該是達到了預期的效果。參考文獻1 濮良貴，紀名剛.機械設計M.第八版，北京：高等教育出版社，2005.2 吳宗澤，羅圣國.機械設計課程設計手冊S.第三版,北京：高等教育出版社，2005.3 徐學林.互換性與測量技術基礎M.長沙：湖南大學出版社，200

25、5.4 范元勛，宋梅利，梁醫(yī).機械設計課程設計指導書M.南京：南京理工大學，2007.5 范思沖.機械基礎（機械類專業(yè)適用）.北京：機械工業(yè)出版社，2005.6 孫建東.機械設計學基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2004.7 仙波正莊.齒輪強度計算，姜永等譯.北京：化學工業(yè)出版社，1985.8 余俊.滾動軸承計算.北京：高等教育出版社，19939 機械設計手冊編委會，機械設計手冊單行本齒輪傳動，機械工業(yè)出版社，2007.10 李榆生.機械工程標準手冊-聯(lián)軸器、離合器與制動器卷.北京：中國標準出版社，2003.=0.680 5.5KW =53.90r/min=269.54312r/min電動機型號Y132S1-2=5