《機械設計》課程

1、 機械設計課程設計說明書姓名： 王玉鋒 系別： 機械工程系 班級： 機電091 學號： 200900105012 指導老師： 靳龍 機械設計課程設計設計說明書一、 傳動方案擬定二、 電動機的選擇三、 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比四、 普通V帶的設計五、 齒輪的設計六、 傳動軸的設計七、 聯(lián)軸器的選擇八、 滾動軸承的設計九、 鍵連接的選擇十、 箱體設計十一、 潤滑密封設計十二、 設計總結十三、 設計參考文獻機械設計課程設計題目題目名稱：設計兩級圓柱齒輪減速器說 明： 此減速器用于熱處理車間零件清洗傳送帶的減速。此設備兩班制工作，工作期限十年，戶內(nèi)使用。傳送簡圖如下：技術參數(shù)已 知 條

2、件數(shù) 據(jù) 組 號12345678鼓輪直徑（mm）300330350350380300360320傳送帶運行速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.840.75傳送帶從動軸所需扭矩（Nm）7006706509501050900660900一、 傳動方案擬定第三組:設計兩級圓柱斜齒輪減速器1、 工作條件：工作為兩班工作制，使用期限10年，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。2、 原始數(shù)據(jù)：鼓輪直徑=350mm 傳送帶運行速度=0.85m/s 傳送帶從動軸所需扭矩=650N.m方案擬定： 采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖、吸振性能，適應大起動轉矩工況

3、要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。二、電動機的選擇傳動裝置的總效率aa=122222334=0.92×0.99×0.99×0.99×0.99×0.99×0.97×0.97×0.99=0.811為V帶的效率，2為滾動球軸承的效率3為斜圓柱齒輪的效率，4為彈性聯(lián)軸器的效率電動機的選擇執(zhí)行機構的曲柄轉速為n=1000×60v÷D÷3.14=46rminPw=Tn÷9550=650×46÷9550=3.13KW電動機所需功率為：Pd=Pw=3.13÷

4、0.81=3.86KW經(jīng)查表按推薦的傳動比范圍，V帶傳動的傳動比i1=24，二級圓柱斜齒輪減速器的傳動比i2=840.則總傳動比合理范圍為ia=16160，電動機轉速的可選范圍為nd=ia×n=（1660）×46.4=742.567425.6 rmin綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比。選型號為Y112M4的三相異步電動機，額定功率為4kW，滿載轉速為nm=1440 rmin，同步轉速為1500 rmin。 方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y112M-4415

5、00144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD132515× 345× 315216 ×1781236× 8010 ×41三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比設電動機的軸為0軸，減速箱的高速軸為1軸，中速軸為2軸，低速軸為3軸（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速，可得傳動裝置總傳動比為ia=1440÷46=31.30（2）分配傳動裝置傳動比Ia=io

6、15;i 式中io、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取io=2.5，則減速器傳動比為i=31.30÷2.5=12.52根據(jù)各原則，得高速級傳動比為i1=4.03，則i2=i÷i1=12.52÷4.03=3.101、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉速N0=nm=1440rminN1= nmi0=1440÷2.5=576 rminN2= n1i1=576÷4.03=143 rminN3=n3/i2=143/3.10=46 rmin（2）各軸輸入功率P1=Pd×1=4×0.92=3.68

7、KWP2=P1×2×3=3.68×0.99×0.97=3.53KWP3=P2×2×3=3.53×0.99×0.97=3.39KW則各軸的輸出功率：P1= P1×0.98=3.60KWP2= P2×0.98=3.45KWP3= P3×0.98=3.32KW(3)各軸的轉矩電動機軸的輸出轉矩T1=9550×P1/N1=61.01N.mT2=9550×P2/N2=246.43 N.mT3=9550×P3/N3=734.93 N.m軸0軸1軸2軸3轉速rmin14

8、0057614346功率KW43.683.533.39轉矩N.m26.5361.01246.43734.93四、設計V帶和帶輪（1）確定計算功率查課本表5.6得：Ka=1.2Pca=Ka×P=1.2×4=4.8KW,式中Ka為工作情況系數(shù)，P為傳遞功率，即電動機的額定功率。（2）選擇帶型號根據(jù)Pca=4.8KW和小帶輪轉速n1=576rmin按圖5.8選用帶型為A型帶。（3）選取帶輪基準直徑D1、D2根據(jù)V帶帶型，參考課本表5.2選取D1=90mm（4）驗算帶速VV=D1n1601000=3.14×90×576÷60÷1000=3ms

9、 小于30 ms則大帶輪基準直徑D2=io×D1=2.5×90=225mm 查課本表5.4選取基準直徑D2=224mm(5)確定中心距a和帶的基準長度Ld由于0.7（D1+D2）ao2（D1+D2）,所以初步選取中心距a：即219.8mmao628mm，故取ao=300估算帶長Ld2ao+2×（D1+D2）+(D2-D1)24ao=1108mm查課本表5.3選取基準長度Ld=1120mm實際中心距a=ao+（Ld- Ld）÷2=306mm確定中心距調(diào)整范圍 最大a=a+0.03 Ld=339.6mm 最小a=a-0.015 Ld=289.2mm （6）驗

10、算小帶輪包角a1A1=180°-（D2-D1）÷a×60°=153.7°120°,包角合適。（7）確定V帶根數(shù)Z查課本表5.7（a）得單根V帶的基本額定功率Po=1.05KW查課本表5.7（b）得單根V帶額定功率增量Po=0.17KW查課本表5.8得Ka=0.93，查課本表5.9得Kl=0.91所以 Z=Pca÷（Po+Po）÷Ka÷Kl=4.65取Z=5小帶輪基準直徑d1=90mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=224mm，采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖五、齒輪的設計（一）高速機齒輪傳動的設計計

11、算1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）大、小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。（2）高速機小齒輪選用45鋼調(diào)質，齒面硬度為280HBS；高速機大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為240HBS。（3）初選8級精度計算應力值環(huán)數(shù)N=60nj =60×480×1×（2×8×300×10）=1.38×10hN= = Ni1=3.45×10h (3.5為齒數(shù)比,即3.5=)2.設計計算。考慮傳動平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=22 則Z2=Z1i2=22×3.20=70（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根

12、彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞度設計T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.68/576=610139N·mm由圖（11-1）選取齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 Hlin1=1130 MPa HLin2=1130MPa選取齒輪材料的彎曲疲勞極陰應力分別為 FE1=690 MPa FE2=690MPa 由表11-5查得接觸疲勞安全系數(shù)：SHmin=1.0 SFmin=1.25由式(11-2)(11-5)求許用接觸應力和許用彎曲應力 初選螺旋角 取Z1=22 則Z2=Z1i2=22×4.03=88.66 取 Z

13、2 =90實際傳動比i2=90/22=4.09齒形系數(shù) 由圖11-8查得，YFa1=2.72，YFa2=2.20,Ysa1=1.57,Ysa2=1.78 因 故應對小齒輪進行彎曲強度計算。代入以上數(shù)據(jù)得法向模數(shù) mn由表4-1取 mn=3mm 計算幾何尺寸中心距 取a=170mm確定螺旋角齒輪分度圓直徑 取 d1 =67mm齒寬 b=dd1=1×67=67mm取b2=65mm b1=70mm3. 校核齒面接觸強度由表11-3和11-6查得K=1.3 d=1再由表11-6查得Ze=189.8 又因為ZH=6.0代入數(shù)據(jù)得 則齒輪圓周速度為 V1=(d1n1/60×1000)=

14、2.02m/s對照表11-2，選8級制造精度是合適的。綜合上述可得：名稱符號計算公式及取值1端面模數(shù)= 3.03572螺旋角8.83分度圓直徑d=78.74mm, =275.95mm4齒頂高=,=3mm5齒根高=1.25=3.75mm6全齒高h+=6.75mm7頂隙c-=0.75mm8齒頂圓直徑=d+2, mm,9齒根圓直徑=d-210中心距aa1=()=189.895mm（二） 低速級齒輪傳動的設計計算1. 材料：低速級小齒輪選用45鋼調(diào)質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=26速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=3.10×30=80.6圓整取z

15、=80. 齒輪精度：按GB/T100951998，選擇8級，齒根噴丸強化。2.設計計算。（1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度設計.T1=9.55×106×P3/n3=9.55×106×3.39/46=7303793 N·mm由圖（11-1）選取齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別為 Hlin1=1130 MPa HLin2=1130MPa選取齒輪材料的彎曲疲勞極陰應力分別為 FE1=690 MPa FE2=690MPa 由表11-5查得接觸疲勞安全系數(shù)：SHmin=1.0 SFmin=1.25 由

16、式(11-2)(11-5)求許用接觸應力和許用彎曲應力 初選螺旋角 取Z3=26 則Z4=Z2i2=26×3.10=80.6 取整Z4=80實際傳動比i2=80/26=3.08齒形系數(shù) 由圖11-8查得，YFa1=2.60，YFa2=2.22,Ysa1=1.58,Ysa2=1.595因 故應對小齒輪進行彎曲強度計算。代入以上數(shù)據(jù)得法向模數(shù) mn由表4-1取 mn=3mm 計算幾何尺寸中心距 取a=162mm確定螺旋角 齒輪分度圓直徑 齒寬 b=dd1=1×79.47=79.470mm取b4= 75mm b3=80mm4. 校核齒面接觸強度由表11-3和11-6查得K=1.3

17、 d=1 再由表11-6查得Ze=189.8 又因為ZH=2.439代入數(shù)據(jù)得 則齒輪圓周速度為 V1=(d1n1/60×1000)=0.2m/s對照表11-2，選8級制造精度是合適的?？偨Y：高速級 z1=22 z2=90 m=3 低速級 z3=26 z5=80 m=3綜合上述可得表： 序號名稱符號計算公式及取值1端面模數(shù)= 3.056572螺旋角11.043分度圓直徑d=80.97mm, =249.14mm4齒頂高=,=3mm5齒根高=1.25=4.175mm6全齒高h+=7.175mm7頂隙c-=1.175mm8齒頂圓直徑=d+2, 9齒根圓直徑=d-2,10中心距aa2=()=

18、165mm六、各軸的設計和計算1、選擇材料和熱處理.由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調(diào)質處理。2.初估軸徑通常取C=106117，高速軸的轉矩較小，c取大值，低速軸轉矩大，c取小值，中間軸取中間值。高速軸的初估軸徑 D1min=32.04mm中間軸的初估軸徑 D2min=21.53mm低速軸的初估軸徑 D3min=44.44mm3.結構設計 （1），對軸段1設計計算如圖首先確定個段直徑A段：=22mm 有最小直徑算出）B段：=30mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為29mm的C段：=40mm，與軸承（角接觸球軸承7208C）配合，取軸承內(nèi)徑D段：=43m

19、m， 設計軸環(huán)定位，取軸肩高度h=3mmE段：=40mm，設計非定位軸肩，取軸肩高度h=3mmG段， =40mm, 與軸承（軸承7208C）配合，取軸承內(nèi)徑F段：=45mm,第二將高速級小齒輪設計為齒輪軸確定各段軸的長度A段：=80mm，v帶輪孔的長度B段：=55mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取55mmC段：=30mm, 與軸承（軸承7208C）配合,加上擋油盤長度 =B+3+2=18+10+2=29mmG段：=28mm, 與軸承（軸承7208C）配合,加上擋油盤長度F段：L6=65mm，齒輪的齒寬B2=65mm， E段：L5=61，定位軸高度a=4mmD段：=6名模mm,軸環(huán)寬度b=1

20、.4a（2)、軸的設計計算軸的設計圖如下 A段:=40mm,與軸承（軸承6208）配合B段：=72mm, 齒輪軸，考慮到健與大齒輪軸上齒輪的分度圓直徑C段：=78mm, 軸環(huán)定位a=3mmD段：=65mm, 齒輪軸，考慮到健與小齒輪軸上齒輪的分度圓直徑E段：=40mm， 與軸承（軸承7208C）配合然后確定各段距離：A段： =30mm, 考慮軸承（軸承7208C）寬度與擋油盤的長度B段：=65mm, 取高速軸小齒輪寬度 C段：=6mm, 取b=1.6aD段：=55mm， 取低速軸大齒輪寬度 E段：=30mm, 考慮軸承（軸承7208C）寬度與擋油盤的長度 （3)、軸的設計計算首先，確定各軸段直

21、徑A段: =50mm, 與軸承（軸承7210C）配合B段: =52 mm,非定位軸肩,h取2mmC段: =58mm,定位軸肩，取h=3mmD段: =54mm, 非定位軸肩，h=2mmE段: =50mm, 與軸承（軸承7210C）配合F段: =46mm, 非定位軸肩，h=2mmG段: =45mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =30mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =78mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =8mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值D段: =46mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =30mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =55mm, 考慮軸承蓋

22、及其螺釘長度，圓整得到G段: =90mm,聯(lián)軸器孔長度4. 低速軸的校核 (1). 軸的受力分析畫軸的受力簡圖和彎矩圖。(2). 計算支座反力。Ft=2T1/d1=5649.78NFr=Fttg20/cos= 2095.12NFa=Fttg=1102.3NL1=52mm l2=236mm在水平面上F2H=Ft-F1H=1020.1N 在垂直面上F2V=Fr-F1V=855.07N (3). 由畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側 MaH=F1Hl1=240.743N·ma-a剖面右側 M'aH=F2Hl2=240.743N·m 在垂直面上,a-a剖面左側 Mav=F

23、1Vl1=64.483N·m a-a剖面右側 M'av=F2Vl2=201.8N·m 合成彎矩，a-a剖面左側340.46N.Ma-a剖面右側 （4）. 危險截面的當量彎矩查表14-1和14-3得 取 （5）. 計算危險截面處軸的直徑 故該軸符合強度條件!5.軸上倒角與圓角為保證軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據(jù)標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。七、聯(lián)軸器的選擇1.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器.2.載荷計算.公稱轉矩：T=95509550333.

24、5查課本,選取所以轉矩 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取LT7型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉矩為500Nm八、滾動軸承的設計1軸選軸承為7208C2軸選軸承為7208C3軸選軸承為7210C根據(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=40mmD3=50mm 3. 低速軸軸承的校核F2H=Ft-F1H=9639.82-6477.23=3132.58NF2V=Fr-F1V=3132.58-448.91=2898.57N軸承的型號為7210C，Cr=27kN1） 所以軸承2為計算軸承1，2的的軸向力為由表16-12查得軸承的內(nèi)部軸向力為因為 壓緊端 而軸承1為放松端 2）

25、 計算當量動載荷 由表16-11查得e=0.68，而 >e由表16-11可得X1=1,Y1=0,X2=041,Y2=0.87。故當量動載荷 3) 計算所需的徑向基本額定載荷Cr因軸的結構要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，今P2>P1，因以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù)。查表16-9得fP=1.2；工作溫度正常，查表16-8得ft=1。所以驗算滾動軸承壽命由于，按軸承1驗算壽命故所選滾動軸承可以滿足壽命要求。 又因Cr2=52499N<C=58200N ,故所選7210C軸承適用。 九、鍵連接的選擇1.齒輪與軸，帶輪與軸，聯(lián)軸器與軸采用鍵聯(lián)接其類型和尺寸為 輸出軸聯(lián)軸器選A型平

26、鍵聯(lián)接 尺寸b1=16 h1=10 L1=45 輸出軸大齒輪選一對A型平鍵聯(lián)接 尺寸b2=18 h2=11 L2=45 中速軸大齒輪選A型平鍵聯(lián)接 尺寸b3=16 h3=10 L3=45 輸入軸帶輪選A型鍵聯(lián)接 尺寸b4= 8 h4=7 L4=70 2.校核鍵聯(lián)接的強度 查課本表10-10得 取=100MP工作長度 l1=125 l2=40 l3=45 l4=70 鍵的高度 軸徑 57.5MPa MPa MPa MPa 所以四者都合適十.箱體結構的設計箱體尺寸:名稱符號計算公式結果箱座壁厚11箱蓋壁厚11箱蓋凸緣厚度14箱座凸緣厚度14箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸

27、承旁聯(lián)接螺栓直徑M16機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5） 6 8 12視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）12，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4262218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42416外機壁至軸承座端面距離=+（812）30大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離>1.211齒輪端面與內(nèi)機壁距離>11機蓋，機座肋厚8.5 8.5十一、潤滑密封設計1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒