机械设计课设说明书

机械设计课程设计说明书系别：

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目录

1.1设计背景......................................................

1.2设计步骤...................................................... 第2章传动装置总体设计方案...........................................

2.1传动方案......................................................

2.2该方案的优缺点................................................ 第3章选择原动机.....................................................

3.1原动机类型的选择..............................................

3.2确定传动装置的效率............................................

3.3选择原动机容量................................................

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比............................ 第4章计算运动和动力参数.............................................

4.1电动机输出参数................................................

4.2高速轴的参数..................................................

4.3低速轴的参数..................................................

4.4工作机的参数.................................................. 第5章普通V带设计计算............................................... 第6章减速器内部传动设计计算.........................................

6.1齿轮参数和几何尺寸总结........................................ 第7章轴的设计及校核计算.............................................

7.1高速轴设计计算................................................

7.2低速轴设计计算................................................

7.3高速轴上的轴承校核............................................

7.4低速轴上的轴承校核............................................ 第8章键联接设计计算.................................................

8.1高速轴与大带轮键连接校核......................................

8.2低速轴与大齿轮键连接校核......................................

8.3低速轴与联轴器键连接校核...................................... 第9章联轴器的选择...................................................

9.1低速轴上联轴器................................................ 第10章减速器的密封与润滑............................................

10.1减速器的密封.................................................

10.2齿轮的润滑...................................................

10.3轴承的润滑................................................... 第11章减速器附件....................................................

11.1油面指示器...................................................

11.2通气器.......................................................

11.3放油孔及放油螺塞.............................................

11.4窥视孔和视孔盖...............................................

1.5定位销........................................................

11.6启盖螺钉.....................................................

11.7螺栓及螺钉................................................... 第12章减速器箱体主要结构尺寸........................................ 第13章设计小结...................................................... 参考文献.............................................................

第1章设计任务书

1.1设计背景

一级直齿圆柱减速器；

拉力F=2300N，速度v=1.2m/s，直径D=300mm；

每天工作小时数：16小时，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天；

配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.原动机的选择

3.传动装置的确定

4.计算运动和动力参数

5.普通V带设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.轴的设计及校核计算

9.键联接设计计算

10.联轴器及其他标准件的选择

11.减速器的润滑及密封

12.减速器箱体及附件设计

第2章传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案的优缺点

由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功

率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。

一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。

第3章选择原动机

3.1原动机类型的选择

按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

3.2确定传动装置的效率

查表得：

联轴器的效率：η1=0.99

滚动轴承的效率：η2=0.99

V带的效率：ηv=0.96

闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98

工作机的效率：ηw=0.97

3.3选择原动机容量

工作机所需功率为

电动机所需额定功率:

工作转速：

经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～5，因此理论传动比范围为：6～20。可选择的电动机转速范围为nd=(6～20)×76.43=459--1529r/min。额定功率Pen=4kW，进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M1-6的三相异步电动机，满载转速为n=960r/min，同步转速为

nt=1000r/min。

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比

（1）总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：

（2）分配传动装置传动比

取普通V带的传动比：iv=3

减速器传动比为i1=4.561

第4章计算运动和动力参数

4.1电动机输出参数

n=960r/min

4.2高速轴的参数

Ⅰ

n1=320r/min

T1=90128N*mm

4.3低速轴的参数

ⅡⅠ

N2=70.16r/min

T2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm

4.4工作机的参数

ⅢⅡ

n3=n2=70.16r/min

T3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm

各轴转速、功率和转矩列于下表

第5章普通V带设计计算

（1）求计算功率Pc

查表13-9得KA=1.1，故

（2）选V带型号

根据Pc=3.465kW、n1=960r/min，选用A型。

（3）验算带速v

带速在5～30m/s范围内，合适。

（4）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

。

取，符合

由式（13-2）得带长

由表13-2，对A型带选用Ld=1750mm。再由式（13-15）计算实际中心距（5）验算小带轮的包角α1

°°

°

°

°°

合适。

（6）求V带根数z

由式（13-14）得

今n1=960r/min，d1=100，查表13-4得

由式（13-8）得传动比

查表13-6得

由α1=161.91°查表13-8得Kα=0.954，表13-2得KL=1，由此可得取4根

（7）.带轮结构设计

带宽

第6章减速器内部传动设计计算

（1）选择材料及确定许用应力

小齿轮选用40MnB（调质处理），齿面硬度241～286HBS，相应的疲劳强度取均值，σHlim1=720MPa，σFE1=595MPa（表11-1）

大齿轮选用ZG35SiMn（调质），齿面硬度241～269HBS，σHlim2=615MPa，σFE2=510由表11-5，取SH=1.1，SF=1.25，则

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.3（表11-3），齿宽系数φd=1（表11-6），取ZE=189.8MPa^0.5（表11-4），u=i=4.22则

齿数取Z1=27，则Z2=i×Z1=4.25×27=115。故实际传动比

模数

齿宽

取b1=65mmb2=60mm

按表4-1取m=2.5mm，实际的

则中心距

（2）验算轮齿弯曲强度

齿形系数查表

，，，

（3）齿轮的圆周速度

可知选用8级精度是合适的。

6.1齿轮参数和几何尺寸总结

第7章轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算

(1)已经确定的运动学和动力学参数

转速n=320r/min；功率P=3.02kW；轴所传递的转矩T=90128N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用40MnB调质，许用弯曲应力为[σ]=70MPa

(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25

(4)确定各轴段的直径和长度。

图7-1高速轴示意图

1)高速轴和大带轮配合，查表选取标准轴径d12=25mm，l1长度略小于大带轮轮毂长

度L，取l1=48mm。

选用普通平键，A型键，b×h=8×7mm(GB/T1096-2003)，键长L=36mm。

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d2=30mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207，其尺寸为d×D×B=35×72×17mm，故d3=d7=35mm，取挡油环的宽度为12，则l3=l78=17+12=29mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm，因此，取d4=d6=40mm。

3)由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l5=65mm，d5=72mm

4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，挡油环宽度s1=12mm，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

7.2低速轴设计计算

(1)已经确定的运动学和动力学参数

转速n=70.16r/min；功率P=2.93kW；轴所传递的转矩T=398824N?mm

(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45钢调质，许用弯曲应力为[σ]=60MPa

(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。

d>=37.78

由于最小轴段直径安装联轴器，其截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42

(4)确定各轴段的长度和直径。

图7-3低速轴示意图

1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1，为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T，查表，考虑载荷变动微小，故取KA=1.3，则:

按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查设计手册，联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键，A型，b×h=12×8mm(GBT1096-2003)，键长L=90mm。

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=47mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210，其尺寸为d×D×B=50×90×20mm，故d34=d67=50mm。

3)取安装齿轮处的轴段的直径d45=55mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。

已知大齿轮轮毂的宽度为B=60mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45=58mm。

齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R，由轴径d45=55mm故取h=5mm，则轴环处的直径d56=65mm。轴环宽度b≥1.4h，取l56=8mm。

4)轴承端盖厚度e=12，垫片厚度Δt=2，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24，螺钉C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=8mm，则

5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10mm，已知滚动轴承的宽度B=20mm，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

大齿轮所受的圆周力（d2为大齿轮的分度圆直径）

Ft2=2549..829N

大齿轮所受的径向力

轴承压力中心到齿轮支点距离l1=63.5mm，齿轮中点到轴承压力中心距离l2=63.5mm，轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=128mm

计算支承反力在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

1)画弯矩图弯矩图如图所示

在水平面上，a-a剖面右侧为

a-a剖面左侧为

在垂直平面上,a-a剖面

合成弯矩，a-a剖面左侧为

a-a剖面右侧为

2)转矩

Ta=398824N*mm

图7-4低速轴受力及弯矩图

(6)校核轴的强度

因a-a左侧弯矩大，且作用有转矩，故a-a左侧为危险剖面

其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为

查表得45钢调质处理，抗拉强度极限σB=650MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

（6）精确校核轴的疲劳强度

1）判断危险截面

截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ相近，但截面Ⅴ

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，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

2）截面Ⅳ左侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢调质。由表查得：

，，。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表查取，由于：

经过插值后可以查得：

查图可得轴的材料的敏性系数为：

故有效应力集中系数为：

查图得尺寸系数，扭转尺寸系数。

轴按磨削加工，得表面质量系数为：

轴未经表面强化处理，即βq=1，得综合系数为：

碳钢的特性系数为：

于是，计算安全系数Sca值，则得：

故可知其安全。

3）截面右侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面Ⅳ上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

过盈配合处的，，由附表用插值法求出，并取，，于是得

，

轴按磨削加工，得表面质量系数为：

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为：

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

7.2低速轴上的轴承校核

由于不存在轴向载荷

轴承基本额定动载荷Cr=35kN，轴承采用正装。

要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：

查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0

查表可知ft=1，fp=1.2

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

第8章键联接设计计算

8.1高速轴与大带轮键连接校核

选用A型键，查表得b×h=8mm×7mm（GB/T1096-2003）,键长36mm。键的工作长度l=L-b=28mm

大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.2低速轴与大齿轮键连接校核

选用A型键，查表得b×h=16mm×10mm（GB/T1096-2003）,键长45mm。键的工作长度l=L-b=29mm

大齿轮材料为ZG35SiMn，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.3低速轴与联轴器键连接校核

选用A型键，查表得b×h=12mm×8mm（GB/T1096-2003）,键长90mm。键的工作长度l=L-b=78mm

联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

第9章联轴器及其他标准件的选择

9.1低速轴上联轴器

（1）计算载荷

由表查得载荷系数K=1.3

计算转矩Tc=K×T=476.5N?m

选择联轴器的型号

（2）选择联轴器的型号

轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器（GB/T4323-2002），公称转矩Tn=1250N?m，许用转速[n]=4700r/min，Y型轴孔，主动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm，轴孔长度L1=112mm。

Tc=476.5N?m

n=76.34r/min<[n]=4700r/min

第10章减速器的密封与润滑

10.1减速器的密封(参考课本)

为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s，输出轴与轴承盖间也为V<3m/s，故均采用半粗羊毛毡封油圈。

10.2齿轮的润滑（参考课本及设计手册）

闭式齿轮传动，根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时，常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言，齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高，但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求，减速箱使用前须加注润滑油，使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);，牌号为L-AN10。

10.3轴承的润滑（参考课本及设计手册）

滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s，所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开，且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂（GB/T7324-1987），它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。

第11章减速器箱体及附件设计（见综合课程设计书）

11.1油面指示器

用来指示箱内油面的高度，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。

11.2通气器

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。

11.3放油孔及放油螺塞

为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜1°～2°，使油易于流出。

11.4窥视孔和视孔盖（参考老版综合课程设计书）

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板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。

A1=130，A2=115，B1=90，B2=75

h=5mm

d4=7mm

R=5mm

B=60mm

11.5定位销

采用销GB/T117-2000，对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

11.6启盖螺钉

由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

11.7螺栓及螺钉

用作安装连接用。

第12章减速器箱体及附件设计

箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：

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