机械设计基础课程设计书文档格式.docx

1、2345输出轴功率P（kw）4.86.2输出轴转速n（r/min）3538404550传动工作年限6108每日工作班数工作场所车间矿山批量小批大批成批793.54.45.55.848设计工作量：一、编写设计计算说明书份二、绘制减速器大齿轮零件图1张（3号图纸）三、绘制减速器低速轴零件图1张（3号图纸）四、绘制减速器装配图1张（1号图纸）二、传动装置的总体设计 1.传动方案的拟定及其说明: 采用普通V带和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震能力。结构简单，成本低，易于维护和使用。 .选择电动机（1）电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异

2、步电动机。（2）传动装置的总效率：由课程设计表2-4查得：V带传动1=0.94，滚动轴承2=0.99，圆柱齿轮闭式与开式传动分别为3=0.97，4=0.94。所以总效率=0.94x0.993x0.97x0.94=0.832 （3）电动机功率：d=pw/=6.2/0.832=7.45kw查手册可选择额定功率为7.5kw的电动机。（4）确定电动机的转速：查表得：普通V带传动比i=25，圆柱齿轮i=5,单级圆柱减速器i=35，则总传动比i=30125.nd=ixn=（30125）x50=（13505625）r/min 查表得:电动机型号为：Y132S2-2.电动机型号额定功率kw满载转速r/min堵

3、转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132S2-27.529002.02.23.传动比分配 根据电动机满载转速n可得总传动比i.则总传动比ia=nm/n可得 ia=2900/45=64.44.综合传动比ia=i1i2i3。可得i1=3.89,i2=5,i3=4.284.运动条件及运动参数分析计算（1）各轴输入功率P1=p0=7.45kwP2=p1=7.45x0.94=7.003kwP3=p223=7.003x0.99x0.97=6.725kwP4=p324=6.725x0.99x0.94=6.2582kw（2）各轴转速 ：n1=n0=2900r/min : n2=n1/i1=2900/3.89

4、=745.5r/min : n3=n2/i2=745.5/5=149.1r/min : n4=n3/i3=149.1/4.28=34.836r/min（3）各轴转矩 电动机输出转矩:T1=T0=9590xp/n=9590x7.45/2900=24.53 Nm各轴输入转矩： T2=T1x1xi1=24.534x0.94x3.5=80.72 N T3=T2x2x3xi2=80.72x0.99x0.97x4.3=333.32 N T4=T3x4x2xi3=333.32x0.99x0.94x3.85=1194.22 N轴号功率P（KW）转速N （r/min）转矩T （ Nm）传动比i效率 7.4524

5、.534 7.003745.580.723.890.94 6.725149.1333.320.97 6.258334.8361194.224.28将上述数据列表如下：三、传动零件的设计1. V带传动设计（1） 因为载荷变化较小且工作时间为8h/天，可得KA=1.1 PC=KAP=1.1x7.5=8.25 KW（2） 选取普通V带型号 PC=8.25 KW， n0=2900r/min ,查表选A型 确定带轮基准直径：查表得取 D1=100 ,=1 D2=D1xi1x（1-）=100x3.89x0.99=385.11 查表得D2=400大轮转速 n2=n0xD1x（1-）/D2=2900x100x

6、0.99/400=808.73r/min其误差为3.875,误差较小，允许（3）验算带速 V=D1n0/（601000）=3.14x100x2900/（60x1000）=15.18m/s 在525m/s范围内，所以带适合 （4）确定带的基准长度Ld和实际中心距a初定中心距为a0=1.4（D1+D2）=1.4（100+400）=700mm 取a0=700mm L=2a0+（D1+D2）/2+（D2-D1）/4a0=2017.1 mm查表9.4取基准长度Ld=2000 mm实际中心距a为a=（2Ld-（D1+D2）+（2Ld-（D1+D2）2-8（D2-D1）/8=（2x2000-3.14x455

7、+（2x2000-3.14x455）2-8x2552） =629.92 mm（5）验算小带轮的包角1=180-57.3（D2-D1）/a=156.8120，合格。（6）确定V带根数传动比 i=3.89查表p0=2.09 kw 同时查表得 p0=0.3kw Ka=0.94 KL=1.03 V带根数 Z=PC/P0=PC/（P0+p0）KakL）=3.49所以 Z=4根（7）求单根V带初拉力：查表得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m得F0=（500Pc/ZV）（2.5/Ka-1）+qv=135.79 N.（8） 计算带轮轴上所受的压力FQ=2FQZsin（a1/2）=1064.13 N（

8、9） 带轮结构设计略2. 齿轮传动的设计计算 减速器齿轮设计： （1）选定齿轮材料及精度等级机 因为器运行速度不高，要求精度也不高，所以选用8级精度小齿轮材料为40MnB调质，硬度为241286 HBS 大齿轮材料为45钢调质，硬度为197286 HBS （2） 许应接触应力H：查表查得 Hlim1（680,760）MPa Hlim2（550,620）MPa Flim1（580,610）Mpa Flim2（410,480）Mpa取 Hlim1=720MPa Hlim2=600MPa Flim1=600Mpa Flim2=600Mpa 由表查得 SH=1 SF=1.25 计算接触疲劳许用应力：H

9、1Hlim1/SH720MPa H2Hlim2/SH600MPaF1=Flim1/SF=480Mpa F2=Flim2/SF=360MPa（3）试算小齿轮分度圆直径，确定模数： 查表得：载荷系数K1.1 d齿宽系数 d =0.8 小齿轮上的转矩：T1=9550x7.003/828.57=80.72 Nmm取 ZE=188 传动比i=4.3 d13（2KT1/d）（+1）/）（ZEZH/H）2） =32x1.1x80.72x103x5.3x（188x2.5）2/（0.8x4.3x6002）=55.17选小齿轮齿数Z135，则大齿轮齿数Z2i Z1=4.335=150 实际齿数比i=4.29.模数

10、 m=d1/z1=1.58 mm 查表取标准模数 m=2 mm（4）主要尺寸计算： 实际的分度圆直径 d1=mz1=235=70 mm d2=mz2=2150=300 mm 齿宽 b=dd1=0.855.17=44.1 mm 取b2=45mm b1=b2+5=50 mm中心距a=0.5m（Z1+Z2）=185 mm（5）按齿根弯曲疲劳强度校核:由式（11.12）得出，如FF，则校核合格。确定有关系数和参数：齿形系数YF，查表11.12得 YF1=2.51 YF2=2.18 应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.65 Ys2=1.82F1=2KT1Ys1YF1/（bm2Z1）=2x1.

11、1x80.72x2.51x1.65/（45x4x35） =116.74 MPaF1F2=F1xYF2x Ys2/（Ys1YF1）=111.84 MPaF2齿根弯曲疲劳强度校核合格。（6） 验算齿轮的圆周速度：V=d1n1/（601000）=3.04 m/s 由表11.21可知，选8级精度合适.（7） 齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径da，查机械设计基础4-2得： ha*=1 c*=0.25齿顶圆直径： da1=d1+2ha1=（Z1+2h*）m=（35+2）x2=74 mmda2=d2+2ha2=（Z1+2h*）m=（150+2）x2=304 mm齿根圆直径：df1=（Z1-2h*-2c*）m=（

12、35-2-0.5）x2=59 mmdf2=（Z2-2h*-2c*）m=（150-2-0.5）x2=295 mm齿距：P=m=3.14x2=6.28 mm 齿顶高： ha=h*m=2 mm齿根高： hf=（h*+c*）m=2.5 mm （8） 齿轮的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式结构。大齿轮的有关计算：轴孔直径：ds=55 mm轮毂直径： dh=1.6x55=88 mm轮毂长度：Lh=1.4xds=1.4x55=77 mm轮缘厚度：=（34）m=（68） mm 取=8 mm轮缘内径：D2=da2-2h-2=304-2x4.5-2x8=279 mm 取 D2=280 mm

13、腹板厚度：c=0.3b2=0.3x45=13.5 c取15,则c=15腹板中心孔直径：D0=0.5（dh+D2）=0.5（88+280）=184 mm腹板孔直径：d0=0.25（D2-dh）=0.25（280-88）=48mm齿轮倒角：n=0.5m=0.5x2=1 开式齿轮设计：（1）选定齿轮材料及精度等级机 因为器运行速度不高，要求精度也不高，所以选用9级精度因为齿轮为开式齿轮，所以硬度及接触疲劳极限要大 小齿轮材料为38siMnMo表面淬火，硬度为4555 HRC 大齿轮材料为45钢表面淬火，硬度为4050 HRC （2） 许应接触应力H：查表查得 Hlim1（1130,1210）MPa

14、Hlim2（1120,1150）MPa Flim1（690,720）Mpa Flim2（680,720）Mpa取 Hlim1=1180MPa Hlim2=1140MPa Flim1=710Mpa Flim2=690Mpa 由表查得 SH=1 SF=1.25 H1Hlim1/SH1180MPa H2Hlim2/SH1140MPaF1=Flim1/SF=568Mpa F2=Flim2/SF=552MPa（3）按照齿轮弯曲强度计算：载荷系数K1.2 d齿宽系数 d =0.4 T3=9550x6.725/192.69=334.5 N选小齿轮齿数Z117，则大齿轮齿数Z2iZ1=3.8517=65.45

15、 取 Z2=65 齿形系数YF，查表11.12得 YF1=3.08 YF2=2.3 应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.53 Ys2=1.73 YF1Ys1=3.08x1.53=4.71 YF2Ys2=2.3x1.73=3.98 m32KT1Ys1YF1/（dZ12F） =32x1.2x334.5x103x4.71/（0.4x172x552）=3.9 mm 查表得 m=5 分度圆直径 d1=mz1=517=85 mm d2=mz2=565=325 mm 中心距a=0.5m（Z1+Z2）=205 mm实际传动比i=65/17=3.82 齿宽 b=dd1=0.485=34 mm 取b2

16、=34mm b1=b2+6=40 mm（4） 按齿面接触强度校核取 ZE=188 H=ZEZH（2KT1/bd12）（+1）/） =188x2.5x（2x1.2x334.5x103x4.85/（34x852x3.85） =954MPaH齿面接触强度校核合格。（5）齿轮的圆周速度：1000）=0.86 m/s 由表11.21可知，选9级精度合适.（6） 齿轮几何尺寸的确定 da1=d1+2ha1=（Z1+2h*）m=（17+2）x5=95 mmda2=d2+2ha2=（Z1+2h*）m=（65+2）x5=335 mmdf1=（Z1-2h*-2c*）m=（17-2-0.5）x5=72.5 mmdf

17、2=（Z2-2h*-2c*）m=（65-2-0.5）x5=312.5 mmP=m=3.14x5=15.7 mm ha=h*m=5 mm hf=（h*+c*）m=6.25 mm （7） 齿轮的结构设计ds=60 mm dh=1.6x60=96 mmLh=1.4xds=1.4x60=84 mm=（34）m=（1520） mm 取=20 mmD2=da2-2h-2=335-2x11.25-40=272.5 mm 取 D2=272 mmc=0.3b2=0.3x34=10.2 取c=11mmD0=0.5（dh+D2）=0.5（96+272）=184 mmd0=0.25（D2-dh）=0.25（272-9

18、6）=48mmn=0.5m=0.5x5=2.5 四、轴的设计计算1.减速器输入轴的结构设计（1）选择轴的材料，确定许用应力： 由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。 由表14.1查得：硬度为（217255）HBS，强度极限B=650Mpa，屈服极限S=360M，弯曲疲劳极限-1=300Mpa。 由表14.2得：=（3040）Mpa，C=（118107）Mpa（2）按钮转强度估算轴径（最小直径）得dCp/n=（107118）7.003/828.57=21.8424.084mm。考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%

19、-5%，取为22.525.29mm，由设计手册取标准直径d=28mm（3）轴的强度校核 圆周力：Ft=2T1/d1=2x80.72x103/70=2306.29N 径向力Fr= Fttan=2306.9xtan=839.64N . 转矩：T1=80.72x103Nmm 做受力简图：由图表查的：减速器输出轴的结构设计与强度校核（1） 选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。6.725/192.69=34.9738.56mm。考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为35.7240.

20、49mm，由设计手册取标准直径d=42mm轴的结构设计草图:轴的设计：1选择轴的材料，确定许用应力：6.2583/50=53.5359.04mm。考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为55.1462mm，由设计手册取标准直径d=63mm因为选择了圆柱直齿轮，只要是径向力，所以选择深沟球轴承。轴：根据前面轴的设计可知，轴的内径为50mm,所以尺寸系列代号为10. 因轴承需要工作10年，所以根据公式Lh=（106/60n）（ftC/（fPp） 其中Lh=8x12x30x8=23040h,n= 192.69r/min,ft=1,fp=1.2,=3, C=Cr

21、/2=Fttan/2=T1tan/d1=333.32xtan/70=1733.1N 可得：选择 60210. 六、键的选择及其校核计算1.所有键的选择：均选择A型平键代号轴径/mm键宽/mm键高/mm键长/mm轴键28轴键551668轴键4212轴键84221470七、箱体的设计 1类型选择：选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。2箱体主要结构尺寸：（mm）名 称箱座壁厚箱盖壁厚1箱盖凸缘厚度b1尺 寸/mm箱座凸缘厚度b箱底凸缘厚度b2地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承旁连接螺栓直径d120盖与座连接螺栓直径d2连接螺栓d2的间距l轴承端盖螺钉直径d3检查孔盖螺钉直径d4定位销直径d150df、d1、

22、d2至外箱壁直径C1df、d2至凸缘边缘距离C2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端盖的距离l1齿顶圆与内箱避间的距离1齿轮端面与内箱避间的距离2箱盖、箱座肋厚m1、m2轴承端盖外径D2轴承旁连接螺栓距离S6.8、6.8102125 【减速器附件的选择】 通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5 油面指示器：选用游标尺M16 起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16 八、润滑方式及其润滑油的选择 1.齿轮传动的润滑齿轮的润滑：采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3.润滑油的选择：齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。4.密封方法的选取：选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。八、设计小结九、参考资料