機械設計課程設計(完整說明書)

1、目錄一 設計任務書2 二. 傳動裝置總體設計 3三 電動機的選擇 4 四 v帶設計 6五帶輪的設計 8六齒輪的設計及校核 9七高速軸的設計校核 14八低速軸的設計和校核 21九 .軸承強度的校核 29十鍵的選擇和校核 31十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32十二. 箱體的設置 33十三. 減速器附件的選擇 35十四.設計總結37十五。參考文獻38一任務設計書題目a：設計用于帶式運輸機的傳動裝置原始數(shù)據(jù)：工作條件：一半制，連續(xù)單向運轉。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶于卷筒及支撐間.包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在f中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：十臺。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模

2、機械廠，可加工78級齒輪及蝸輪。動力來源：電力，三相交流（380/220）。運輸帶速度允許誤差：5%。設計工作量：1.減速器裝配圖一張（a3） 2.零件圖（13） 3.設計說明書一份個人設計數(shù)據(jù)： 運輸帶的工作拉力 t(n/m)_4800_ 運輸機帶速v（m/s） _1.25_卷筒直徑d（mm） _500_已給方案三選擇電動機1傳動裝置的總效率：=122345式中：1為v帶的傳動效率，取1=0.96；22為兩對滾動軸承的效率，取2=0.99；3為一對圓柱齒輪的效率，取3=0.97;為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.98；5為運輸滾筒的效率，取5=0.96。所以，傳動裝置的總效率=0.96*0.

3、99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86電動機所需要的功率 p=fv/=4800*1.25/（0.861000）=6.97kw2卷筒的轉速計算 nw=60*1000v/d=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min v帶傳動的傳動比范圍為;機械設計第八版142頁一級圓柱齒輪減速器的傳動比為i28，10 ；機械設計第八版413頁總傳動比的范圍為16，40；則電動機的轉速范圍為763,1908;3選擇電動機的型號：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應的增大，所以選用y160m

4、-6型電動機。額定功率7.5kw，滿載轉速971（r/min）,額定轉矩2.0（n/m）,最大轉矩2.0（n/m） 4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比總傳動比ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：為電動機滿載轉速；為工作機軸轉速。取v帶的傳動比為i1=3，則減速器的傳動比i2=ib/3=10.03;5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6.計算各軸的轉速。軸：n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;軸：n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒軸：n3=n2=47.7 r/min7.計算各軸的功率軸：p1=p1=6.970.96=6.5184(kw);軸p2=p12

5、3=6.51840.990.97=6.25(kw);卷筒軸的輸入功率：p3=p22=6.250.980.99=6.06(kw)8計算各軸的轉矩電動機軸的輸出轉轉矩：t1=9550p/n=96606.97/971=68.5 nm軸的轉矩：t2=t1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 nm軸的轉矩：t3=t2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8nm 第二部分 傳動零件的計算四.v型帶零件設計 1.計算功率： -工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機械設計第八版156頁-電動機的額定功率2.選擇帶型根據(jù)，n=971,可知選擇b型；機械設計第八版157頁由表

6、86和表88取主動輪基準直徑 則從動輪的直徑為 據(jù)表88，取mm3.驗算帶的速度=7.11m/s機械設計第八版157頁7.11m/s 25m/sv帶的速度合適4、確定普通v帶的基準長度和傳動中心矩根據(jù)0.7(+)s=1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面v左側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。八低速軸的計算1.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為hbs220抗拉強度極限b650mpa屈服強度極限s360mpa彎曲疲勞極限1270mpa剪切疲勞極限1155mpa許用彎應力1=60mpa 2.初步估計軸的最小直

7、徑軸上的轉速 功率由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知 =47.7；=6.25 取=11558.4輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查表14-1，考慮到轉矩變化小，故取.則=1906800按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件。查機械設計手冊（軟件版）r2.0，選hl5型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑，長度l142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。故取60mm3.擬定軸的裝配方案4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取d=60mm, 。因i-ii軸右端需要制出一個定位軸肩，

8、故?。?）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù)d70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015型,由機械設計手冊(軟件版)r2.0查得軸承參數(shù)：軸承直徑：d75mm ； 軸承寬度：b31mm，d=115mm 所以， （3）右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取33215型軸承的定位軸肩高度h=2mm,因此，取（4）取做成齒輪處的軸段-的直徑85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,?。?）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離l 30mm， 故?。?/p>

9、6）因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應該相重合，所以取=42mm.=32 mm.(7）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細選擇過程見后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表152，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑為r1.2mm參考課本表152，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑為r1.2mm4.計算過程1.根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。故 因此作為簡支梁的支點跨距 計算支反力 作用在低速軸上的=6220n=2263.8n水平面方向 mb0, 故 =0, 垂直面方向 mb0， 故f0,2)計算彎

10、距水平面彎距= =185295垂直面彎矩6745767430合成彎矩=197190=197190根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿截面為最危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的及m的值列于下表3：載荷水平面h垂直面v支反力彎距m總彎距扭距tt1307.2 nm5.按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6，軸的計算應力 mpa13.166 mpa已由前面查得許用彎應力1=60mpa，因s1.6（因計算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6）故該軸在截面右側的強度

11、也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。 九.軸承強度的校核1.高速軸上的軸承校核按照以上軸的結構設計，初步選用型號32007型的單列圓錐滾子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承d 1557.716n軸承b 1557.716n求兩軸承的計算軸向力對于32007型軸承，按表13-7，軸承派生軸向力，其中e為判斷系數(shù)，其值由的大小來確定，但現(xiàn)在軸承軸向力n則查機械設計手冊（軟件版）r2.0得32007型軸承的基本額定動載荷c70.5kn。按照表13-5注1），取則相對軸向載荷為，在表中介于0.1720.345之間，對應的e值為0.190.22，y值為1.992.30。用線

12、性插值法求y值y1.99+（2.30-1.99）（0.345-0.279）/（0.345-0.172）2.108故 x=0.4 y2.1083）求當量動載荷p 4）驗算軸承壽命，根據(jù)式（13-5）h已知軸承工作壽命為因為，故所選軸承滿足工作壽命要求。2.低速軸上的軸承的校核選用深溝球軸承61812，查機械設計手冊（軟件版）r2.0得基本額定動載荷軸承的徑向力計算：軸承1 1290.32n軸承2 1825.35n 因為 48000h所選軸承合適。十鍵的選擇和校核1.選擇鍵的鏈接和類型一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）根據(jù)d45mm，

13、從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長l70mm2.校核鍵連接的強度鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力=100-120mpa,取其平均值。110mpa.鍵的工作長度ll-b=70-14=56mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k0.5h=0.59=4.5mm由式（6-1）得，故合適。鍵的類型為鍵1470 gb/1096-19793.帶輪上的鍵的選擇帶輪處鍵位于軸端，選擇 鍵 c863 gb/t109679，查表得公稱尺寸bh=87 長度l=63mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應力100120mpa，取鍵的工作長度ll-

14、b63-855mmk0.5h0.573.5mm。 故合適。4.大齒輪上的鍵的選擇選擇 鍵 7020 gb/t109679，查表得公稱尺寸bh=2012 長度l=70mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應力100120mpa，取鍵的工作長度ll-b70-2050mmk0.5h0.5126mm。故合適。5.聯(lián)軸器上的鍵的選擇鍵位于軸端，選單圓頭平鍵（c型）b=14mm,h=9mm,l=80mm.工作長度ll-b=80-14=66mm，k0.5h0.59=4.5mm 故合適。選擇鍵c8014 gb/t1096-1979十一減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇1.潤滑方式的選擇在減速器中，良好的潤滑可以

15、減少相對運動表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。齒輪圓周速度：高速齒輪v1=d1n1/(601000)=3.1445284/(601000)=0.669m/s2m/s低速齒輪 v2=d2n2/(601000)=3.146679.78/(601000)0.276 m/s2m/s由于v均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤滑。2.潤滑油的選擇由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用n200工業(yè)齒輪油，軸承選用zgn2潤滑脂。3.密封方式的選擇輸入軸和輸出軸的

16、外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標準制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結構簡單。所以用氈圈油封。 十二箱體的設置名稱計算公式結 果機座壁厚=0.025a+1810mm機蓋壁厚11=0.02a+188mm機座凸緣壁厚b=1.515 mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+12=17.90420mm地腳螺釘數(shù)目a1.214 mm齒

17、輪端面與箱體內(nèi)壁距離2210 mmdf,d1,d2至外機壁距離c1=1.2d+(58)c1f=30mmc11=20mmc12=20mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離c2c2f=24mmc21=20mmc22=16mm機殼上部（下部）凸緣寬度k= c1+ c2kf=54mmk1=40mmk2=36mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d116mm軸承座凸起部分寬度l1c1f+ c2f+(35)58 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm十三減速器附件的選擇1.觀察孔蓋由于減速器屬于中小型，查表確定尺寸如下檢查孔尺寸(mm)檢查孔蓋尺寸(mm)blb1l1b2l2r孔徑d4孔數(shù)n68

18、1201001508413556.542.通氣器設在觀察孔蓋上以使空氣自由溢出，現(xiàn)選通氣塞。查表確定尺寸如下：ddd1sllad1m201.53025.4222815463.游標選游標尺，為穩(wěn)定油痕位置，采用隔離套。查表確定尺寸如下：dd1d2d3habcdd1m12412628106420164.油塞dd0lhbdsed1hm181.52527153282124.215.825.吊環(huán)螺釘dd1dd2h1lhr1ra1d3abd2h2d1m1614343412283161613416224.5626.定位銷為保證箱體軸承座的鏜制和裝配精度，需在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓錐定位銷。定位銷直徑d=(0.70.8)d2, d2為凸緣上螺栓直徑，長度等于分箱面凸緣總厚度。7.起蓋螺釘為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊凸緣上安裝一個起蓋螺釘，螺釘螺紋段要高出凸緣厚度，螺釘端部做成圓柱形。十四.設計總結作為一名機械設計制造及自動化大三的學生，我覺得能做類似的課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。在已度過的大三的時間里我們大多數(shù)接觸的是專業(yè)基礎課。我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了