机械设计课程设计.docx
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机械设计课程设计
第部分绪论
本课程设计主要进行的是一级普通圆柱蜗杆传动减速器的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，是高等工科院校大多数专业学生一次较全面的设计能力训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养，就我个人而言，在以下方面获益匪浅：
一、培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其它相关课程的基础理论并结合实际进行
分析和解决工程问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械方面的知识；
二、通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确疋尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设计，达到
了解和掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的设计过程和方法；
三、进行设计基本技能的训练。
例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图标、标准和规范等）以及使用经验数据。
进行经验估算和处理数据的能力。
该减速器的设计基本符合生产设计要求，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。
第二部分课题题目及主要技术参数说明
2.1课题题目
一级普通圆柱蜗杆传动减速器（用于带式输送机传动系统中的减速器）
2.2主要技术参数说明
根据设计要求减速器的主要参数为：
运输带工作拉力
2.5KN、运输带工作速度1.1m/s、运输带滚筒直径390mm运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率n=0.97。
2.3传动系统工作条件
带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，工作中有轻微振动，单班制工作，每班工作8小时，空载启动，运输带速度允许速度误差为土5%工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。
在中小型机械厂小批量生产。
2.4传动方案的选择
1—电功机
旷联轴器
3—锚杆赵器
石一带式运箱机
图2-1带式输送机传动系统方案简图
第三部分减速器结构选择及相关性能参数计算
3.1减速器结构
根据课程要求为一级普通圆柱蜗杆传动减速器；因工作速
度V=1.1m/s<4〜5m/s,故采用下置式，图2为其结构图：
图3-1一级普通圆柱蜗杆传动减速器结构
3.2电动机的选择
1.选择电动机的类型
按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。
2.选择电动机容量
1）工作机各传动部件的传动效率及总效率
查《机械设计课程设计指导书》表1常见机械传动的主要性能、轴承及联轴器效率的概略值，各机构传动效率如下：
滚动轴承=0.98~0.995（每对）；弹性联轴器=0.99~0.995;
单线蜗轮蜗杆=0.70~0.75;滚筒=0.97
减速机构的总效率
总=滚动轴承X弹性联轴器X单线蜗轮蜗杆X滚筒
=0.626〜0.709〜0.680;
2）选择电动机的功率
为保证使用性能要求、满足经济性，所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。
电动机所需功率：
Fd=FW/总；
式中P—工作要求的电动机输出功率，单位为KW;
总一电动机至工作机之间传动装置的总效率；
P—工作机所需工作功率，单位为KW;
输送机所需功率
Pdmax=Fv心000n总）=2500X1.1/（1000X0.626）=4.39kw;
查《简明机械设计手册》表19—5,选取电动机的额定功
率P额定=5.5KW
3.选择电动机的转速
1）传动装置的传动比的确定
查《机械设计》书中得各级齿轮传动比如下：
i蜗杆=5〜80;
理论总传动比:
i总=i蜗杆=5〜80;
2）电动机的转速
卷筒轴的工作速度
总=0.680
P额定二5.5KW
n滚筒=53.90r/min
n2=n1/i总=2900/53.80=53.80r/min;
n3=n2/i=53.80/1=53.80r/min;
2.计算各轴功率
P0=Rt机=4.22kw;
R=F0X弹性联轴器=4.19kw;
p2=piX滚动轴承X单线蜗轮蜗杆=3.03kw;
F3=p2X弹性联轴器X滚动轴承=2.98kw;
（取弹性联轴器=0.993;滚动轴承=0.99;单线蜗轮蜗杆=0.72;）
3.计算各轴扭矩
3
T0=9.55X10F0/r0=138.97N.m;
3
Ti=9.55X10R/ri=137.98N.m;
3
T2=9.55X10F2/r2=578.50N.m;
3
T3=9.55X10F3/r3=568.95N.m;
第四部分传动零件的设计计算
4.1传动零件材料的选择
1.选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988的推荐，米用渐开线蜗杆（ZI）。
2.选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢;因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45〜55HRC蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造。
为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮心用灰铸铁HT100制造。
4.2蜗杆几何尺寸的设计计算
1.按齿面接触疲劳强度进行计算
根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计,再校核齿根弯曲疲劳强度。
由《机械设计》式（11—12）知,传动中心距
a卜（ep）2
1）确定作用在蜗杆上的转矩T2
按乙=1,估取效率=0.72,则T2=9.55X106XP2/n2=578500N.mm;
2）确定载荷系数K
F0=4.22kw
Pi=4.19kw
P2=3.03kw
F3=2.98kw
To=138.97N.m;
T1=137.98N.m;
T2=578.50N.m;
T3=568.95N.m;
T2=578500N.mm
因工作载何有轻微冲击，故由《机械设计》P253取载何分布不均系数=1；由《机械设计》表11—5选取使用系数A1.0由于转速不咼，冲击不大，可取动载系数v1.05；则由《机械设计》P252得：
v1.011.051.05
3）确定弹性影响系数
因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故1/2
=160MPa。
4）确定接触系数
先假设蜗杆分度圆直径d1和传动中心距a的比值dJa=0.35,从《机械设计》图11—18中可查得=2.9。
5）确定许用接触应力
根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造,蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC从《机械设计》表11—7查得蜗轮的基本许用应力=268a。
由《机械设计》P254应力循环次
数：
N=jn2Lh=60X1X50.02X360X8=8643456;
寿命系数Khn=0.7213;
贝U=Khnx=191MPa;
6）计算中心距
a^KT2（—^）2=168.923mm;
取中心距a=180mm因i=57.98,故从《机械设计》表11—2中取模数m=6.3mm,蜗轮分度圆直径d1=63mm这时d1/a=0.35，从《机械设计》图11—18中可查得接触系数
=2.9因为=,因此以上计算结果可用。
2.蜗杆的主要参数与几何尺寸
轴向尺距am3.146.319.792mm;直径系数
q10;
齿顶圆直径da1d12ham63216.375.6mm;
齿根圆直径df1d12hamc47.25mm;
分度圆导程角5o4838;蜗杆轴向齿厚
cm3.146.3c…
Sa9.896mm
22
3.校核齿根弯曲疲劳强度
1.53KT2y
FYFa2丫F
ddm
K=1.05
1/2
=160MPa
=2.9
Khn=0.7213
=191MPa
a=168.923mm
a191792mm
q10
da175.6mm
df147.2mm
5o4838
Sa9.896mm
22
v248.24
9.896
当量齿数Zv2=Z2/COS3=48.24;
根据X20.4286,v248.24，从《机械设计》图11—19
中可查得齿形系数YFa22.717；
螺旋角系数Y1o15.710.9592；
140°140
从《机械设计》凸5知许用弯曲应力f=KhnXf
从《机械设计》P256表11—8查得由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯曲应力F=56MPa。
诃106
由教材P255寿命系数4=0.（33475460Ob77
f=56X0.69=338.808MPa;
f=1.53X1.05X578500/（63X302.4X6.3）X2.717X0.9592=20.18MPa
可见弯曲强度是满足的。
4.验算效率
tan
0.95〜0.96
tanv
已知二5.71。
；varctanfv；fv与相对滑动速度Vs有关。
小1山cqo#632920ccc1
Vs匸19.68m/s;o9.68m/s
601000cos601000cos5.71O
从《机械设计》表11—18中用插值法查得fv=0.01632,v5388代入式中得=0.824,大于原估计值，因此不用重
算。
5.精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器,从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择9级精度，侧隙种类为f,标注为8fGB/T10089—1988。
然后由参考文献⑸P187查得蜗杆的齿厚公差为引=71卩m,蜗轮的齿厚公差
为s2=130卩m;蜗杆的齿面和顶圆的表面粗糙度均为1.6卩m,
蜗轮的齿面和顶圆的表面粗糙度为1.6卩m和3.2卩m
6.热平衡核算
1.751.75
初步估计散热面积：
S0.33a0.331800.92
100100
取ta（周围空气的温度）为20c。
YFa22.717
10
Kfn=0・6N93
F=338.808MPa
F=20.18MPa
Vs968m/s
s1=71卩m;
s2=130卩m;
S=0.92;
ta=20c;
0.677
d=（8.15〜17.45）w/（m2.oc）,取17w/（m2.oc）
t0=ta+1OOOp
（1）/dS=68.8°C<85°C;所以S=0.92合格。
4.3蜗轮几何尺寸的设计计算
1.蜗轮的主要参数与几何尺寸
蜗轮齿数48;变位系数X20.4286mm;
演算传动比iz2/zi=48mm,这时传动误差比为
（4845.85）/484.7%是允许的。
蜗轮分度圆直径d2=mZ2=6.3X48=302.4mm蜗轮喉圆直径da2=d22ha2=315mm
蜗轮齿根圆直径df2=d22hf2=281.25;
蜗轮咽喉母圆半径rg2=a0.5325=22.5mm
2.校核齿根弯曲疲劳强度
1.53KT2
d1d2m
YFa2Y
[f]
3.当量齿数
Zv
Z2
3cos
41
3
cos11.31
43.48
根据X=-0.5,乙2=43.48，从参考文献
1中图11-19中可以
X20.4286mm
i=48mm
d2=302.4mmda2=315mmdf2=281.25mmrg2=22.5mm
ZV43^8
cosco
Wa2=2.87
41
11.31
43.
查得齿形系数YFa2=2.87
丫of%
11.31
140
4.螺旋角系数
1131
Y110.9192
140140
5.许用弯曲应力
[f][f]Kfn
从文献1表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本用应力[f]56MPa。
6.寿命系数
10。
Kfn980.487;
\G5108
[F]560.48727.272MPa；
1.531.21117240
F2.870.919211.17MPa。
502055
由此可见弯曲强度是满足的。
7.验算效率
（0.95~0.96）—tan
tan（v）
已知11.31；varctan化；fv与相对滑动速度VS有
关。
dm501440/
vs3.845m/s；
601000cos601000cos11.31
从参考文献1表11-18中用插入值法查得fv0.0236，v1.31;代入式中求得0.87，大于原估计值，因此不用
重算。
8.热平衡计算
散热面积A9105a1'8891051251.880.78786m2
取传热系数aw15w/m2C，取t020C，从而可以
计算出箱体工作温度t:
1000R（10.87）10001.54（10.87）
tt2036.94C
awA150.78786
因为t36.94C80C，所以符合要求。
9.精度等级公差和表面粗糙度的确定
考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从GB/T10089-1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择7级精度，侧隙种类为c,标注为7cGB/T10089-1988。
然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，详见图纸。
9106
Kfn0.4878
6.5108
F=27.272MPa
F=11.17MPa
11.31
vs3.845iri1/s1601000cos
A=0.78786m
t020C
t36.94C80
50144
601000cos'
10.计算中心距
50205
2
127.5mm
a=127.5mm
第五部分轴的设计计算
5.1轴的材料和热处理的选择
因为蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。
选用45调质，硬度217〜255HBS调质处理。
下图为其零件结构图：
5.2蜗杆轴几何尺寸的设计计算
5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径
根据《机械设计》式（15-2）,并查表15-3，取Ao=115;
d>Ao（P〃n1）1/3=115X（4.19/2900）1/3mm=27.6m;
考虑有键槽，将直径增大5%贝
d=18.1X（1+5%）mm=28.98m;
所以选取d=30mm
5.2.2轴的结构设计
1.轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将蜗杆蜗齿部分安排在箱体中央，相对两轴承对称布置，两轴承分别以轴肩和轴承盖定位。
2.确定轴各段直径和长度
I段：
直径d1=30mm长度取L1=60mrp
II段：
由《机械设计》P364得：
h=0.08，d1=0.08X30=2.4mm
直径d2=d1+2h=30+2X2.4=35mm长度取L2=50mryi
d4=50mml_4=45mmds=80mmLs=120mm
d=30mmd1=30mm
L1=60mmd2=35mml_2=50mmda=40mml_3=40mm
III段：
直径da=40mm初选用7008C型角接触球轴承,
其内径为40mm宽度为10mm并且采用套筒定位；故山段
长：
La=40mm
W段：
由《机械设计》P364得：
h=0.08，da=0.08X50=4mm
1dD
直径d4=cfe+2h=40+2X4=50mm长度取L4=45mm
丫段：
直径ds=80mm长度L5=120mm
切段：
直径d6=cL=50mm长度L6=50mm
%段：
直径d7=cb=40mm长度L7=L3=40mrp初选用7008C
型角接触球轴承，其内径为40mm宽度为10mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=405mm
3.按弯矩复合强度计算
1）求小齿轮分度圆直径：
已知d1=80mm=0.08m
2）求转矩：
已知T2=91.7N.m；T1=54.8N.m；
3）求圆周力：
Ft；
根据《机械设计》（10-3）式得：
3
Ft1=2T1/d1=2X54.8/80X10-=1370N
Ft2=2T/d2=590N
4）求径向力Fr
根据《机械设计》（10-3）式得：
Fr=Ft2.tana=590Xtan20°=214.7N;
5）因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=182.5mm;
绘制轴的受力简图a;
绘制垂直面弯矩图b;
轴承支反力：
FA>=FB>=Fr1/2=107.35N;
Faz=Fbz=Ft1/2=685N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为：
MC1=FayL/2=19.6N•m
绘制水平面弯矩图c
截面C在水平面上弯矩为：
Mh=FAzL/2=685X182.5X103=125N・m;
绘制合弯矩图d
Mt=（Mh2+M22）1/2=（19.62+1252）1/2=126.5N•m;
绘制扭矩图e
转矩：
T=T=54.8N•m;
d6=50mm
L6=50mm
d7=40mm
L7=40mmL=405mm
Ft1=1370N
Ft2=590N
Fr=214.7N
Fay=107.35N
Faz=685N
Mf19.6N•m
Mk=125N・m
M=126.5N•m
T=54.8N•m
（C）
（d）
◎毗皿II1LT
T
r
2
w*
Fa
FFh1
F1
F
F
M=
图5-1
523轴的强度校核
校核危险截面C的强度
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由教《机械设计》表15-1查得160a,因此ca<1,故安全。
•••该轴强度足够。
由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕的确定的，由蜗杆轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也比较大，且应力集中也不大，各处应力集都也不大，故蜗杆
轴疲劳强度不必校核。
5.3蜗轮轴的设计计算
d=58mm
531按扭矩初算轴径选用45调质钢，硬度（217〜255HBS；根据《机械设计》
式（15-2；,表（15-3）取Ao=115;
d>Ao（P2/n2）1/3=115（3.03/50.02）1/3=43.7mm取d=45mm下图为其零件结构图：
d1=58mmL1=80mmh=0.08d2=66mml_2=50mmda=70mmLa=40mmd4=82mmd4=82mmL4=110mmds=70mml_5=40mmL=320mm
5.3.2轴的结构设计
1.轴上的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面
装入，蜗轮套筒，右轴承和链轮依次从右面装入。
2.确定轴的各段直径和长度
I段：
直径d1=45mm长度取L1=80mm
II段:
由《机械设计》得:
h=0.08,d1=0.09X58=5.22mm直径d2=d+2h=58+2X5.22~66mm长度取L2=50mrp
III段：
直径d3=70mm由GB/T297-1994初选用7014C型圆锥滚子轴承，其内径为70mm宽度为20mm故III段长：
L3=40mm;
W段：
直径d4=82mm由《机械设计》P364得：
h=0.08,
d3=0.08X82=6.56mmd4=da+2h=70+2X6.682=82mm长度取L4=110mm
V段：
直径d5=cb=70mmL5=40mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=320mm
3.按弯扭复合强度计算
1）求分度圆直径：
已知d2=82mm
2）求转矩：
已知T2=91.7N•m
3）求圆周力Ft:
根据《机械设计》（10-3）式得Ft2=2T/d2=590N;
4）求径向力Fr:
根据《机械设计》式（10-3）得
Fr=Ft2•tana=3586.4Xtan20°=1370N
Ft2=590N
Fr=1370N
Fay=107.35N
Fax=295N
5）因为两轴承对称，所以LA=La=75mm求支反力Fay、Fby、Faz、Fbz
FaY=FBY=Fr/2=107.35N;Fax=Fbx=Ft2/2=295N;
由两边对称，截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面弯矩
为MCi=FayL/2=107.35X75X103=8N-m;
截面C在水平面弯矩为
MC2=FaxL/2=295X75X103=22.125N•m;
计算合成弯矩
2
A
a
4■
5
B
C
l_2
_
8D
3
L
7
—LlJ
"
L
FIJI
\w
F
h2
-2
5-
MCi=8N-m
Ml2=22.125N•m
M=23.54N•m
Ml=（M2+M22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N•m;
5.3.3轴的强度校核
校核危险截面C的强度由《机械设计》式（15-5）
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表
15-1查得160a,因此ca<1,故安全
•••此轴强度足够由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕的确定的，由蜗轮轴受力情况知截面C处应力最大，但其轴径也比较大，且应力集中也不大，各处应力集都也不大，故蜗轮轴疲劳强度不必校核。
第六部分轴承、键和联轴器的选择
6.1轴承的选择及校核
根据根据条件，轴承预计寿命：
8X300X10=24000小时。
1.计算输入轴轴承
初选两轴承为角接触球轴承7308C型查轴承手册可知其
基本额定动载荷G=46.2KN基本额定静载荷Cor=30.5KN。
1）求两轴承受到的径向载荷F“和卩边
将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个
平面力系。
Ft为通过另加转矩而平移到指定轴线；Fa亦通过另
加弯矩而平移到作用于轴线上。
由力分析知
Fr161.5Fa
da1
2
r1V
350
215.33175591.614
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