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1、. .机械设计课程设计 2011-2012第1学期姓 名：班 级：指导教师： 成 绩：日期：2011 年 6 月 目 录1. 设计目的22. 设计任务书及方案23. 电机选择和传动装置的运动、动力参数计算34. 齿轮的设计计算55. 轴的设计计算106. 高速轴键的校核计算167. 高速轴轴承寿命计算178. 联轴器的选择179. 减速器的润滑和密封1810. 箱体的结构设计1811. 设计总结2012. 参考资料211. 设计目的机械设计综合课程设计是机械原理及设计课程的重要实践性环节，是学生在校期间第一次较全面的设计能力训练，在实现学生总体培养目标中占有重要地位。本课程设计的教学目的是：1
2、 综合运用机械原理及设计课程及其它有关先修课程的理论和生产实践知识进行实践，使理论知识和生产知识密切地有机结合起来，从而使这些知识得到进一步巩固、加深和扩展。2 在设计实践中学习和掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤，培养学生分析和解决机械设计问题的能力，为以后进行的设计工作打下初步基础3 通过设计，使学生在计算、绘图、运用并熟悉设计资料（包括手册、标准和规X等）以及进行经验估算等工程师在机械设计方面必须具备的基本训练进行一次训练。2. 设计任务书及方案带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1）系统简图2）工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制
3、工作，使用期限5年，输送带速度容许误差为5%。3）原始数据输送带拉力F（N）2.6103输送带速度v（m/s）1.0滚筒直径D(mm)3004）设计工作量（1）设计说明书（2）减速器装配图（3）减速器零件图计算及说明结 果3. 电机选择和传动装置的运动、动力参数计算1）电动机的选择（1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.(2)选择电动机的容量此带式运输机，其电动机所需功率为式中：工作机的有效功率，即工作机的输出功率，单位为kW。从电动机到工作输送带间的总效率。是组成传动装置和工作机的各部分运动副或传动副的效率乘积。设、分别为联轴
4、器、滚动轴承、齿轮传动及卷筒传动的效率，则查机械设计课程设计指导书表9-1取=0.99，则工作机的有效功率所以电动机所需功率（3）确定电动机的转速二级圆柱齿轮减速器传动比工作机卷筒轴的转速为所以电动机的转速可选X围为综合考虑，决定选用1500的电动机。根据电动机类型、容量和转速由机械手册选定电动机型号为Y112M-4，其主要性能如下：电动机型号额定功率kW满载转速Y112M-4414402.22.2主要安装尺寸及外形尺寸：型号HABCDEFGDGKBY112M1121901407028608724122452)传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比为 其中为满载转速。（2）分配传动比考虑
5、润滑条件，为使两级大齿轮直径相近。取故3）各轴的运动和动力参数(1)各轴的转速轴 轴 轴 卷筒轴 （2）各轴的输入功率轴 轴 轴 卷筒轴 (3)各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为轴 轴轴 卷筒轴 现将计算结果汇总如下：轴名功率PkW转矩T(Nmm)转速n()电机轴3.182.1091440轴3.152.0881440轴2.991.134256.7轴2.844.24464卷筒轴2.764.119644.齿轮的设计计算1）高速级齿轮的设计计算（1）齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 （1972
6、86）HBS 取小齿齿数=17高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 （156217）HBS Z=Z=5.6117=95.37 取Z=95. 齿轮精度按GB/T100951998（机械设计基础以下简称教材p168），选择7级，齿根喷丸强化。(2)设计计算设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b,而小齿轮宽b1=b+(510)mm,以便于装
7、配。按齿面接触疲劳强度设计按教材p169取K=1.6教材p171对于标准齿轮，区域系数按教材表11-1小齿轮接触疲劳极限MPa， 大齿轮， 取失效效率许用接触应力600MPa ，则弹性系数,按教材p175非对称布置转矩于是有小齿轮的分度圆直径=计算几何尺寸齿宽模数m=校核齿根弯曲疲劳强度根据教材p173 mm转矩mm,.由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限取，则查教材的图得于是有大齿轮的数值较大，选用。于是有mm=1.57mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，按教材p57GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度
8、，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=42.5来计算应有的齿数.于是 取则计算几何尺寸中心距a=大小齿轮分度圆直径齿轮宽度b=由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取齿顶圆直径齿根圆直径2）低速级齿轮传动的设计计算（1）齿轮材料、精度、齿数材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮（197286）HBS 取小齿齿数=24低速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮（156217）BS Z= 圆整取Z=96齿轮精度:按教材p168GB/T100951998，选择7级，齿根喷丸强化(2)设计计算设计准则齿轮要正常工作必须满足一定的强度以免失效，因此要通过强度计算来设计齿轮的尺寸，先分别按齿面接
9、触疲劳强度和齿根弯曲疲劳强度计算出最小分度圆直径进而算出模数，比较两者的大小，然后按标准模数取值，再根据模数算出最后的分度圆直径等齿轮尺寸。考虑到装配时两齿轮可能产生轴向误差，常取大齿轮齿宽b2=b,而小齿轮宽b1=b+(510)mm,以便于装配。按齿面接触疲劳强度设计取K=1.6，标准齿轮,失效概率取，同高速齿轮一样则有=计算几何尺寸齿宽模数按齿根弯曲疲劳强度设计mm其中，.由教材表11-1取小齿轮弯曲疲劳极限取，则查教材的图得于是有大齿轮的数值较大，选用。计算模数=对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,
10、取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=75.7来计算应有的齿数. 取,=4.0125=100计算几何尺寸中心距a=圆整为188mm大小齿轮分度圆直径 齿轮宽度b=由机械设计课程设计指导书以下简称指导书，取齿顶圆直径齿根圆直径5. 轴的设计计算1）高速轴的结构设计高速轴作用在齿轮上的力：小齿轮分度圆直径切向力径向力为标准压力角初步确定轴的最小直径先按教材p241初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理.根据p24 5取C=112，高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。参考教材p291选择转矩
11、因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其公称转矩为63Nm,半联轴器的孔径d=20mm,=20mm,半联轴器长度L=62mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,根据0.07d,取h=1.5,故取-的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径, 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比略短一些,现取.初步选择滚动轴承.因轴承主要受径向力，故选取深沟球轴承.参照工作要求并根据,由指导书p119初步选取0基本游隙组标准精度级的6
12、205深沟球轴承。对于选取的深沟球轴承其尺寸为,故.右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.高度取安装齿轮处的轴段;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为45mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2.5,取.轴环宽度,取b=5mm.轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取.取齿轮距箱体内壁之距离a=12,两圆柱齿轮间的距离c=16.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=8,已知滚动轴承宽度B=
13、15,低速齿轮轮毂长L=40,则至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.高速轴周向固定根据机械设计p200齿轮和半联轴器的轴向H定位均采用平键连接。根据-段轴颈d-由指导书p116查得截面尺寸bh87。键槽用铣刀加工，取长为32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。半联轴器与轴的连接选用平键bhL6632，半联轴器与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，d-d-的尺寸公差为m6。倒角与圆角由指导书p85轴上的圆角、处R=1.0，、处R=1.6.左轴端倒角1.2，右轴端倒角。高速轴结构图如下2）中间轴结构先计算轴的最小直径，取C等于110，mm最小直径取25mm，最
14、小直径为轴承处的直径，于是也选用深沟球轴承6205，其尺寸为。轴的结构图如下3）输出轴结构最小直径，选联轴器取1.5， 计算转矩应小于联轴器的公称转矩，于是选择LT8，公称转矩710，孔径选取45mm，L=112mm,根据指导书p120选择深沟球轴承6211， 键选用和 输出轴的结构如下4)高速轴受力分析受力分析图如下垂直面支撑反力水平面支撑反力垂直面弯矩水平面弯矩总弯矩5）按弯曲扭转合成应力校核高速轴的强度根据教材p246，单向运转，取=MPa查p246表14-3得=60MP，此轴合理安全。6）轴的安全系数校核判断危险截面截面A,B只受扭矩作用。所以A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的
15、影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧即可.截面左侧抗弯系数抗扭系数弯矩转矩弯曲应力MPa扭转应力材料为45钢，调质，由机械设计p187查得，因查p211表得有效应力集中系数查p213表取尺寸系数，取加工表面质量系数，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数故表面质量系数，碳钢受拉伸和
16、扭转平均应力折算系数安全系数弯曲应力幅，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平均应力。扭转应力幅,只考虑弯矩作用时的安全系数只考虑转矩作用时安全系数最后得计算安全系数所以截面左侧安全。截面右侧抗弯系数抗扭系数弯矩转矩弯曲应力MPa扭转应力材料为45钢，调质，由机械设计p187查得，因查p211表得有效应力集中系数查p213表取尺寸系数，取加工表面质量系数，因轴表面未经强化处理，表面强化处理系数故表面质量系数，碳钢受拉伸和扭转平均应力折算系数安全系数弯曲应力幅，对于转轴是对称循环弯曲应力，所以平均应力。扭转应力幅,MPa只考虑弯矩作用时的安全系数只考虑转矩作用时安全系数最后得计算安全系数，所以截面右
17、侧安全。6. 高速轴键的校核计算已经选择：齿轮.联轴器根据教材p158取许用挤压应力工作长度两者都合适，取键标记为： 键1：832 A GB/T1096-2003键2：632 A GB/T1096-20037. 高速轴轴承寿命计算根据指导书查得已选的深沟球轴承6205的额定动载荷所受轴承力可见轴承2所受力大于轴承1受力，所以只需算轴承2轴承2当量动载荷根据教材p279取温度系数，载荷系数，=3寿命43800=5年8. 联轴器的选择1）输入轴联轴器为了隔离振动和冲击，选用弹性联轴器，参考教材p291选择转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查指导书综合电动机的轴颈选取LT4型弹性套柱销联轴器其
18、公称转矩为63Nm2)输出轴联轴器取，因为计算转矩小于联轴器公称转矩，根据指导书p134选择LT8弹性联轴器，其公称转矩为710Nm9. 减速器的润滑和密封1）齿轮的润滑由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，低速级大齿轮圆周速度12，所以齿轮传动可采用浸油润滑，由于齿面接触应力500MPa,由指导书p95的表（GB443-1989）选择L-AN32润滑油。 2）滚动轴承润滑根据教材p284，由于高速轴滚动轴承，所以采用脂润滑，由指导书p96选择滚珠轴承脂（SY15141998）ZGN69-2.3)密封为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，
19、其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。10. 箱体的结构设计1）减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构。机体有足够的刚度在机体外加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖
20、板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 启盖螺钉启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精
21、度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩在机座和机盖上直接铸出吊钩和吊耳，用以起吊或搬运较重的物体.2）减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10连接螺栓间距150200mm150轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4.2261816，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4.22414
22、轴承旁凸台半径16凸台高度根据低速级轴承座确定外机壁至轴承座端面距离=+（58）40大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离12机盖，机座肋厚8，9轴承端盖外径+（55.5）轴95, 轴95, 轴140轴承端盖凸缘厚度11.210轴承旁联结螺栓距离轴95, 轴95, 轴140所选电机Y112M-4总传动比22.55.614.01齿轮材料45钢初取小齿轮的分度圆直径d=42.5mm齿宽=42.5mm模数m=2.5最终取模数m=2mm118中心距a=139mm42mm=236mmb=42mm齿顶圆直径46mm240mm齿根圆直径37mm231mm75.7mm初取b=75.7m=3.15
23、2.18最终m=3mma=188mm齿宽81mm=67.5mm292.5mm994.29N=361.89N14.52mmLT4型弹性套柱销联轴器6205深沟球轴承=20mm38mm=103mm92.3N269.6N253.6N740.7N13475.8，此轴合理安全危险截面截面左侧S=12.5安全右侧S=7.2安全键1：832 A GB/T1096-2003键键2：632 A GB/T1096-2003487285年：高速轴选取LT4型弹性套柱销联轴器齿轮传动可采用浸油润滑滚动轴承采用脂润滑11. 设计总结1）该方案优缺点该方案齿轮可为直齿、斜齿或人字齿，结构简单，应用广泛。齿轮相对轴承为不对
24、称布置，要求轴有较大的刚度，因此对轴的要求较高，而且齿轮应布置在远离转矩输入输出端，以减少载荷沿齿向分布不均匀现象。传动比X围一般840.2）心得体会这是我们大学的第一次课程设计，这次设计对我们大学所学知识是一次很好的考察和复习，为以后的专业课程设计和毕业设计做准备，同时对我们的能力也是一次很好的锻炼。最开始拿到这个题目是一头雾水，不知道如何下手，通过查取一些资料，对机械设计重新学习，终于对这个大作业有了整体的认识。选电机、设计齿轮、轴、箱体、画图，每一个过程对我来说都是一个大的提高，由于机械设计已经学了很久了，很多东西都忘记了，还得一点一点的看书真的是很大的考验。写说明书和画图前后历时一个多
25、月，有时感叹这可真是一个大作业啊，其内容涉及广泛，包括机械设计基础、画法几何与工程制图、互换性与技术测量、AutoCAD的各方面知识。因为我们学习的机械设计课程课时相对较少，在设计时有些内容有些简化，比如齿轮的校核我是按照我们的教材的公式计算的，而我们的教材与多学时的机械设计有些出入，相对简单。在设计的过程中，也出现了很多错误，比如再设计轴的结构过程中，真的是一改再改，图都画好了，但尺寸还是有误，所以屡经更改，煞费苦心。让我记忆很深的是在轴的校核计算中，那些大的数据同样被我改了四五次。初次做设计真的是一路上跌跌撞撞，千波万折，在设计过程中要兼顾到很多方面，而由于时间有限难免会有很多失误的地方，
26、比如在设计高速轴的-段时，要考虑到轴承座的宽度，还有轴承盖的厚度等，而在设计时我还没有我还没有设计箱体，所以就很茫然的设计成30mm，但后来在画箱体时才发现30mm是不够的，于是又回头改零件图改说明书设计成50mm。我感受到了要把一件事做到面面俱到真的很难，这就是一个不断出错不断完善的过程。总之，在课程设计中我学习了很多，特别是AutoCAD以前都是自学的，对它用的还不是很熟，在画图的过程中遇到了很多问题，都得一点一滴的去克服，现在对这款软件有了很大的提高。最后还要强调的是虽然我无数次的改正错误但还是存在很多问题，比如由于选的电机转速有些大导致传动比较大，最后的减速器结构尺寸也很大。还有就是高速轴本应做成齿轮轴的，但由于有些疏忽，并考虑到安全系数校核就没有设计成齿轮轴，这应该是本设计存在的不足，望包涵！12. 参考资料1）宋宝玉主编.机械设计课程设计指导书.高等教育.20062）杨可桢主编. 机械设计基础. 高等教育.20093）李靖华主编. 机械设计.XX大学.20024）向敬忠主编. 机械设计课程设计图册.化学工业.20095）廖念钊主编. 互换性与技术测量. 中国计量.20106）X 辉主编. 画法几何及工程制图. XX科学技术.2008. .word.