机械设计基础课程.docx
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机械设计基础课程
课程设计
（机械设计）
说明书
姓名：
学号：
7
班级：
组号：
9
指导老师：
1.任务书
2.电动机的选择
3.传动装置总传动比计算并分配传动比
4.传动装置的运动参数和动力参数计算
5.齿轮传动设计及计算
6.输入轴的设计结构计算
7.输出轴的设计结构计算
8.滚动轴承的选择计算
9.键的选择
10.联轴器的选择
11.箱体的结构设计计算
12.润滑方式的选择
13.润滑油的选择
14.密封选择
15.参考资料
16.学习小结
17.零件图
1任务书
一课程设计的性质和目的
机械设计课程设计是把学过的各学科的理论较全面地综合应用到实际工程中去，力求从课程内容上、从分析问题和解决问题的方法上，从设计思想上培养工程设计能力，课程设计有以下几个方面的要求：
1．培养综合运动机械设计课程和其他先修课程的基础理论和基础知识，以及结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力使所学的知识得以融会贯通，调协应用。
2．通过课程设计，学习和掌握一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计的思想，培养独立的、全面的、科学的工程设计能力。
3．在课程设计的实践中学会查找、翻阅、使用标准、规范，手册，图册和相关的技术资料等。
熟悉个掌握机械设计的基本技能。
二课程设计的内容
1．设计题目：
带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
2．运动简图
3．工作条件
传动不逆转，载荷平稳，起动载荷的名义载荷的1.25倍,使用期限10年,两班制工作,输送带速度容许误差为±5%，输送带效率一般为0.94～0.96。
4．原始数据
已知条件题号9
输送带拉力F/kN1.3
滚筒直径D/Mmm250
输送带速度v（m/s）1.6
三完成工作量
（1）设计说明书1份
（2）减速器装配图1张
（3）减速器零件图3张
四机械设计的一般过程
设计过程:
设计任务——总体设计——结构设计——零件设计——加工生产——安装调试
五课程设计的步骤
在课程设计时，不可能完全履行机械设计的全过程，只能进行其中一些的重要设计环节，如下：
设计准备
认真阅读研究设计任务书，了解设计要求和工作条件。
传动装置的总体设计
首先根据设计要求，同时参考比较其他设计方案，最终选择确定传动装置的总体布置。
传动零件的设计计算
设计计算各级传动零件的参数和主要尺寸
结构设计（装配图设计）
首先进行装配草图设计，设计轴，设计轴承，最后完成装配图的其他要求。
在完成装配草图的基础上，最终完成的图即正式的饿装配结构设计。
完成两张典型零件工作图设计
编写和整理设计说明书
设计总结和答辩
六课程设计中应注意的问题
课程设计是较全面的设计活动，在设计时应注意以下的一些问题：
（一）全新设计与继承的问题
在设计时，应从具体的设计任务出发，充分运用已有的知识和资料进行科学、先进的设计。
（二）正确使用有关标准和规范
为提高所设计机械的质量和降低成本，在设计中应尽量采用标准件，外购件，尽量减少的自制件。
（三）正确处理强度，刚度，结构和工艺间的关系
在设计中任何零件的尺寸都不可能全部由理论计算来确定，而每个零件的尺寸都应该由强度，刚度，结构。
加工工艺，装配是否方便，成本高低等各方面的要求来综合确定的。
（四）计算与图画的要求
进行装配图设计时，并不仅仅是单纯的图画，常常是图画与设计计算交叉进行的。
先由计算确定零件的基本尺寸，再草图的设计，决定其具体结构尺寸，再进行必要的计算。
2.电动机的选择
电动机已经系统化,系统化一般由专门工厂按标准系列成批大量生产,设计时只需根据工作载荷,工作机的特性和工作环境,选择电动机的类型,结构形式和转速,计算电动机功率,最后全顶电动机型号.
一类型选择
电动机类型选择是根据电源种类（流或交流）,工作条件（度,环境,空间,尺寸等）及载荷特点（性质,大小,起动性和过载现象）来选择的.目前广泛应用Y系列三相异步电动机（JB3074-82）是全封闭自扇冷鼠型三相异步电动机,适用于无特殊要求的各种机械设备.由于Y系列电动机具有交好的起动性能,因此,也适用于某些对起动转矩有较高要求的机械,如压缩机等.
二电动机功率确定
电动机功率是根据工作机容量的需要来确定的.电动机的额定功率应等于或大于电动机所需功率Pw
1工作机所需功率Pw
根据公式计算:
已知工作机阻力Fw和速度Vw则工作机所需功率Pw为:
式中:
Fw-工作机阻力,N
Vw-工作机线速度,m/s
将数据Fw=1.3F/KNVw=1.6m/s
带入公式
=2.08KW
2输出功率Pd
已知Pw=2.08KW
由任务要求知:
代入得:
0.97*0.995*0.993*0.97*0.96=0.833
由公式
选择额定功率2.5KW的电动机
在计算传送装置的总功率时,应注意以下几点:
1）取传动副效率是否以包括其轴效率,如包括则不应计算轴承效率
2）轴承的效率通常指-对轴承而言
3）同类性的几对传动副,轴承,或联轴器,要分别考虑效率
4）当资料给出的效率为-范围时,一般可以取中间值,如工作条件差,加工条件差,加工精度低或维护不良时应取低值,反之应取高值.
3确定工作机转速
额定功率相同的类型电动机,可以有几种转速供选择,如三相异步电动机就有四种常见同步转速,即:
3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min电动机的转速高,极对数少,尺寸和质量叫,价格便宜,但机械传动装置总转动比加大,结构尺寸偏大,成本也变高,所以选择电动机转速时必须作全面分析比较,首先满足主要要求,尽量兼顾其他要求.
公式:
代入数据:
V=1.6m/s,d=250mm（注:
式中为输送带速度为滚筒转矩）
取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×122.29=733.74~2445.8r/min
4型号选择
综合考虑电动机和转动装置的尺寸,结构和带装动，及减速器的转动比,故查表知电动机型号可选择:
Y112M-4.
（注:
表格在课程设计书264页）
以下附电动机选择计算表:
电动机类型
Y系列一般用三相异步电动机
选择电动机功率
=2.08KW
0.833
输出功率:
确定电动机转速
型号选择
Y112m-4
（注：
参考选择表均在《课程设计》书中：
P10，P264）
3.传动装置总传动比计算并分配传动比
电动机选定以后，根据电动机满载转速Nm及工作机转速Nw就可以计算出传动装置的总传动比为：
I总=Nm/Nw=满载转速/工作机转速由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级传动比之积，即：
I总=i1·i2·i3·……in
传动比分配合理与否，将直接影响传动装置轮廓尺寸、重量、润滑及减速器的中心距的选择计算。
但这些因素不能兼顾，因此，合理分配传动比是一个十分重要的问题，设计时应根据设计要求考虑分配方案。
在合理分配传动比时应注意以下几点：
（1）各级传动比都应在常用的合理范围之内，以符合各种传动形式的工作特点，能在最佳状态下运转，并使结构紧凑，工艺合理。
（2）应使传动装置结构尺寸较小，质量较轻。
（3）应使各级传动件协调，结构匀称合理，避免相互干扰碰撞。
传动装置的总传动比
i=nm/nw=1440/122.29=11.77
i=11.77
分配各级传动比
初选齿轮传动比
i1=5
i2=11.77/5=2.35
（注：
各级传动比见《课程设计》P12表2—4）
4.传动装置的运动参数和动力参数计算
机械传动装置的运动参数和动力参数，主要指的是各轴的功率、转速和转距，它为设计计算传动比和轴提供极为需要的依据。
计算各轴运动和动力参数时，应将传动装置中各轴从高速轴到低速轴依此编号，定为0轴（电机轴）、1轴、2轴…，相邻两轴之间的传动比表示为i01、i12、i23…，相邻两轴的传动比效率为η01、η12、η23、…，各轴的输入功率为P1、P2、P3…，各轴的输入转距为T1、T2、T3、…，各轴的输入转速为n1、n2、n3…。
电动机轴的输出功率、转速、和转距为：
P0=P0Kwn0=n0/i01r/minT0=9550×P0/n0N.m
传动装置中各轴的输入功率、转速和转距分别为：
P1=P1Kwn1=n0/i01r/minT1=9550×P1/n1=T0i01η01N.m
P2=P1Kwn2=n1/i12r/minT2=9550×P2/n2=T1i12η12N.m
P3=P2Kwn3=n2/i23r/minT3=9550×P3/n3=T2i23η23N.m
根据上述计算可计算出各轴的功率、转速和扭距。
0轴
P0=2.5Kw
n0=nw=1440r/min
T0=9550×2.3/1440=16.58N.m
P0=2.5Kw
n0=1440r/min
T0=16.58N.m
1轴（高速轴）
P1=P0η2η3=2.5×0.99×0.99=2.45Kw
n1=n0/1440r/min
T1=T0η2η3=16.58×0.99×0.99=16.25N.m
P1=2.45Kw
n1=1440r/min
T1=16.25N.m
2轴（低速轴）
P2=P1η1η2=2.45×0.97×0.99=2.35Kw
n2=n1/5=1440/5=288r/min
T2=T1η2η3=16.25×0.99×0.99×5=79.63N.m
P2=2.35Kw
n2=288r/min
T2=79.63N.m
3轴（滚动轴）
P3=P2η2η3=2.53×0.99×0.96=2.4Kw
n3=n2/2.16=288/2.16=133r/min
T3=T1η2η3=79.63×0.96×0.99×2.16=163.47N.m
P3=2.4Kw
n3=133r/min
T3=163.47N.m
具体计算数据如下：
轴号
功率p/kw
nr/min
T（N.m）
I
η
0
2.5
1440
16.58
1
0.9801
1
2.45
1440
16.25
5
0.9801
2
2.35
288
79.63
3
2.4
133
163.47
4
0.94
5.齿轮传动设计计算
设计单级标准直齿圆柱齿轮减速的齿轮传动。
该减速器用电动机驱动，载荷平稳，单向运转。
按下表步骤计算：
计算项目
计算内容
计算结果
选择材料与热处理方式
因该齿轮传动比无特殊要求，故可选一般材料，而且为软齿面。
小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为255HBS.大齿轮材料为45钢，正火处理，硬度为215HBS
选择齿轮精度
因为是一般减速器，故选择8级精度，要求齿面粗糙度
Ka≤3.2-6.3μm
初选
计算齿轮比
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴之间对称布置，查书P192表10-11
μ=Z1/Z2=N1/N2=1440/288=5
K=1.25
μ=5
选择齿宽系数
查书P210表10-20
Ψd=1.1
应力循环次数
N1=60njLh=60×1440/（10×52×40×2）=3.5×109
N2=N1/i=7×108
N1=3.5×109
N2=7×108
许用接触应力
由书P190图10-27得ZNT1=0.92，ZNT2=0.94
[σH]1=（ZNT1×σHlim1）/SH1=0.92×560/1.05=490Mpa
[σH]2=（ZNT1×σHlim1）/SH2=0.94×530/1.35=370Mpa
[σH]1=490Mpa
[σH]2=370Mpa
齿轮分度圆直径
由于啮合接触应力是一样的，故用小齿轮应力计算
d=40mm
确定齿轮模数
a=d（1+μ）/2=40×6/2=120
m=（0.007-0.002）a=0.84-0.24=0.6
取m=2
确定齿数Z1Z2
Z1=d/m=40/2=20
Z2=μZ1=5×20=100
Z1=20
Z2=100
实际齿数比
μ’=Z2/Z1=100/20=5
μ’=5
计算齿轮主要尺寸
d1=mz1=2×20=40
d2=mz2=2×100=200
中心距a=0.5（d1+d2）=120
齿轮宽b2=Ψd×d1=1.1×40=44mm
b1=b2+（5~10）=49mm
d1=40mm
d2=200mm
a=120mm
b2=44mm
b1=49mm
校核齿轮强度
确定两齿轮的弯曲应力由书P190图10-25查得齿轮弯曲疲劳极限
σFlim1=210Mpa
σFlim2=190Mpa
由最小安全系数SF=1.35
由书P190图10.26查得弯曲疲劳系数
YNT1=0.85
YNT2=0.9
[σF]1=（YNT1×σFlim1）/SF=（0.85×210）/1.35=132.222Mpa
[σF]2=（YNT2×σFlim2）/SF=（0.9×190）/1.35=126.67Mpa
σFlim1=210Mpa
σFlim2=190Mpa
[σF]1=132.222Mpa
[σF]2=126.67Mpa
两齿轮齿根的弯曲应力
计算两齿轮齿根的弯曲应力由书P195表10.1310.14
YF1=2.81
YS1=1.56
YF2=2.18
YS2=1.80
比较（YF1×YS1）/[σF]1=（2.81×1.56）/132.222=0.033
（YF2×YS2）/[σF]2=（2.18×1.80）/126.67=0.031
计算小齿轮齿根弯曲应力
σF1=（2000×K×T1×YS×YF）/b2×Z1×m2
=（2000×1.1×16.25×2.81×1.56）/（45×4×20）=43.5Mpa
由σF1=43.5Mpa<[σF]1=132.222Mpa
强度足够
验算圆周速度V并选取齿轮精度
V=（3.14×d1×n1）/60×1000
=（3.14×40×1440）/60×1000=3.01m/s
查表10.25得8级精度合适
齿轮几何尺寸计算
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha=（Z1+2ha*）m=（20+2×1）×2=44mm
da2=d2+2ha=（Z2+2ha*）m=（100+2）×2=204mm
齿全高h（c=0.25）
h=（2ha’+C’）m=（2×1+0.25）×2=4.5mm
齿顶高hf=（ha*+C’）m=2.5mm
df1=d1-2hf=40-2×2.5=35mm
df2=d2-2hf=200-2×2.5=195mm
da1=44mm
da2=204mm
h=4.5mm
ha=2mm
df1=35mm
df2=195mm
齿轮结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板结构
大齿轮的相关尺寸计算如下：
轴孔直径ds=48mm
轴毂直径D1=1.6ds=76.8mm
轴毂长度L=b2=40mm
轴缘厚度δ0=（3-4）m=6~8mm
轮缘内径D2=da-2h-2δ0=183mm
腹板厚度C=0.3b2=0.3×40=12mm
腹板中心孔直径D=0.5（D2-D1）=0.5（183+76.8）=130mm
腹板的孔径d0=0.25（D2-D1）=0.25（183-76.8）=27mm
齿轮倒角n=0.5m=1mm
ds=48mm
D1=76.8mm
L=40mm
δ0=7mm
D2=183mm
C=12mm
D=130mm
d0=27mm
n=1mm
6.输入轴的设计结构计算
主动轴d1
根据表14.1得C=107~118
若考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽，故将估算直径加大3%~5%
18.2×1.03=18.7420.1×1.05=21.18
由设计手册P254表17-4查取直径取d1=22
主动轴结构设计
根据设计一级减速器，可将齿轮布置在箱体中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器
根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，同时，考虑到强度原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴
a）初步确定安装联轴器处直径d1=22mm因半联轴器轴孔长度Y型，轴孔长度45mm故取L1=50mm
b）为使轴段2与密封装置相适合并与轴段1轴肩，故d2=25mm轴承盖在端面与联轴器距离L’=10轴承盖厚=10mm参考减速器箱体有关资料箱体内壁到轴承距离为62故取轴段2的长度L2=52mm
c）由轴段3与轴段2形成轴肩并与轴承相适应，故取d3=35mmL3=40mm
d）由轴承初选6007的安装尺寸得知：
d4=36mm由齿轮端到箱体内壁10mm得L4=10mm
e）轴段5为齿轮宽44
f）d6=36mmL6=10mm
g）d7=30mmL7=21mm
由此初步确定轴的各段长度和直径
主动轴的强度校核
（1）计算作用力
圆周率Ft=2000T1/d1=（2000×16.25）/50=812.5N
径向力Fr=Ft×tanα=812.5×tanα=295.73N
由于直齿轮轴向力Fa=0
（2）作主动轴受力简图
L=50+20+13=83
水平弯矩：
RHA=RHB=Ft/2=812.5/2=406N
MHC=RHB（L/2）=406×88/2=17864N.m
铅垂面弯矩：
RVA=RVB=Fr/2=295.3/2=148N
MVC=RVA（L/2）=148×83/2=6512N.m
合成弯距：
α=0.6脉动循环
（3）校核危害截面的强度
由书P272表14.2[σ-1b]=60Mpa
考虑键槽d=15.3×1.03=15.8mm
由d取22>dmax
故轴的强度足够。
修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改
输入轴运动参数
7.从动轴的设计结构计算
（1）选择轴的材料确定许用应力，由已知减速器传递功率居中小功率，对材料无特殊要求，选45钢并经调质处理，由表14.4查得强度极限σB=650Mpa再由表14.2得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
（2）按扭转强度估算直径由书P271表14.1得
C=107~118
由于轴的最小直径处要安装链轮，会有键槽，故将直径加大3%~5%得31.63~34.36由设计手册取标准直径d1=35
a）绘制轴系结构草图
根据轴的轴向定位要求确定轴径和轴长
b）初步确定轴径d1=35mm轴段1的长度L1=50mm
c）轴段2要与轴段1形成轴肩并与密封装置相适应，故取d2=40mm手册P260表18-10由轴承盖右端面与轮毂左端面距离为10，轴承端盖厚度为10，参考减速箱体有关数据，箱体内壁至轴承端盖左侧距离为62故L2=54.5所以L2=54.5mm
d）由轴段3与轴承相适合初选一对6009深沟球轴承,d×D×B=45×76×16
故d3=45由（b2/2）+a1=（b2/2）+a2得齿轮端面至箱体内壁的距离为12.5故轴段3的长度L3=40mm
e）轴段4与齿轮轮毂相适合，使轮毂与套筒紧贴，要略短于轮毂长度L4=40mmd4=48mm所以L4=48mmd4=48mm
f）轴环取h=（0.07-0.1）h取h=6
g）轴段6与轴承相适应d6=45mmL6=22mm
所以d6=45mmL6=22mm
从动轴强度校核
（1）计算作用力
圆周率Ft=2000T1/d1=（2000×79.63）/200=796N
径向力Fr=Ft×tanα=796×tanα=290N
由于直齿轮轴向力Fa=0
（2）从动轴受力
支撑点间距离L=50+2×14.5=95
水平弯矩：
RHA=RHB=Ft/2=796/2=398N
MHC=RHB（L/2）=398×91/2=18109N.m
铅垂面弯矩：
RVA=RVB=Fr/2=290/2=145N
MVC=RVA（L/2）=145×91/2=6598N.m
合成弯距：
校核危害截面的强度
由书P272表14.2[σ-1b]=60Mpa
由d取35>dmax
故轴的强度足够。
修改轴的结构
由于所设计轴的强度足够，此轴不必再做修改
输出轴运动参数
8.滚动轴承的选择计算
滚动轴承的选择：
1）主动轴的轴承
考虑轴受力小且主要是径向力，故选用深沟球轴承
由手册P236表16-2选取6007深沟球轴承一对GB/T276-1993
寿命计划：
寿命10年单班制h预=10×52×40×2=41600h
两轴承受纯径向载荷由书表15.12fp=1.5
P=fp×Fr=1.5×295=442.5X=1Y=0
基本容量定动载荷Cr=16.2KW
由书P96表15.14fT=1由球轴承ε=3
L10h=106/60n[fT×Cr/P]3=（106/60×1440）×[（1×16.2×1000）/442.5]3=569197.8h
由L10h>h预故轴承寿命合格
2）从动轴的轴承
选择6009深沟球轴承一对GB/T276-1993
P=fp×Fr=1.5×290=435NX=1Y=0
基本额定动载荷Cr=21KW
由书P296表15.14fT=1由球轴承ε=3
L10h=106/60n[fT×Cr/P]3=（106/60×288）×[（1×21×1000）/435]3=h
由L10h>h预故轴承寿命合格
9.键的选择
（1）主动轴外伸端d=22，考虑键在轴中部安装轮毂长L=50故由手册P183表14-21
（a）选择键的型号和确定尺寸
选A型普通键，材料45钢
键宽b=8，键高h=7
键长由书P279长度系列L=45
（b）校核键联接强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得
[σ]bs=125~150Mpa
A型键工作长度L=l-b=45-8=37mm
σjy=4T/dhL=（4×16.25×1000）/22×7×37=11.4Mpa
由σjy<[σ],则强度足够，键8×45GB1096-79
（2）从动轴中部d=35考虑键在轴中部安装轴段长50故由手册P183表14-21
（a）选键的型号和确定尺寸
选A型普通键，材料45钢
键宽b=10键高h=8
由书P279长度系列选键长L=45
（b）校核键联结强度
由键，轮毂，轴材料都为45钢，由表14.6得
[σ]bs=125~150Mpa
A型键工作长度L=l-b=35-10=25mm
σjy=4T/dhL=（4×79.63×1000）/35
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