机械设计课程设计.docx

1、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

2、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

3、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/s45m/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

4、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

5、：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000 n 总）=2500 X 1.1/（1000 X 0.626）=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=5.5KW3.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=580;理论总传动比:i总=i蜗杆=580;2） 电动机的转速卷筒轴的工作速度总=0.680P额定二 5.5KWn 滚筒=53.90r/mi nn2 = n1/ i总=29

6、00/53.80=53.80r/min;n3 = n2 /i=53.80/1=53.80r/mi n;2.计算各轴功率P0 = Rt 机=4.22kw;R = F0 X弹性联轴器=4.19kw;p2 = pi X滚动轴承X单线蜗轮蜗杆=3.03kw;F3 = p2 X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3T0=9.55 X 10 F0/ r0=138.97N.m;3Ti =9.55 X 10 R/ ri=137.98N.m;3T2=9.55 X 10 F2/ r2=578.50N.m;3T3=9.5

7、5 X 10 F3/ 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4555HRC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

8、计式（11 12） 知,传动中心距a 卜（e p）21） 确定作用在蜗杆上的转矩T2按乙=1 ,估取效率 =0.72,则T2 =9.55 X 106 X P2/ n2 =578500N.mm;2） 确定载荷系数KF0 =4.22kwPi =4.19kwP2 =3.03kwF3 =2.98kwTo =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 A 1.0 由于转速不咼，冲击不大，可取动载系数 v 1.05；则由

9、机械 设计P252得：v 1.0 1 1.05 1.053） 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 =268 a。由机械设计P254应力循环次数：N=jn2Lh=60X 1X 50.02 X 360X 8=8643456;寿命系数Khn =0.7213;贝U =Khn x =191

10、MPa;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 a m 3.14 6.3 19.792 mm;直 径系数q 10;齿顶圆直径 da1 d1 2ham 63 2 1 6.3 75.6mm;齿根圆直径 df1 d1 2 ham c 47.25mm;分度圆导程角 5o48 38 ;蜗杆轴向齿厚c m 3.14 6.3 c

11、 Sa 9.896 mm2 23.校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2yF YFa2丫 FddmK=1.051/2=160MPa=2.9Khn =0.7213=191MPaa=168.923mma 191792mmq 10da1 75.6mmdf1 47.2mm5o48 38Sa 9.896mm2 2v2 48.249.896当量齿数 Zv2 = Z2/ COS3 =48.24 ;根据X2 0.4286, v2 48.24，从机械设计图11 19中可查得齿形系数YFa2 2.717 ；螺旋角系数Y 1 o 1 5.71 0.9592 ；140 140从机械设计凸5知许用弯曲应力 f =Khn X

12、 f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.(33475460 Ob77f =56X 0.69=338.808MPa;f =1.53 X 1.05 X 578500/(63 X 302.4 X 6.3) X 2.717 X 0.9592=20.18MPa可见弯曲强度是满足的。4.验算效率tan0.950.96 tan v已知 二5.71。； v arctanfv； fv与相对滑动速度Vs有关。小1山 c qo #63 2920 c cc 1Vs 匸1 9.68m/s ; o 9.68m/s

13、60 1000cos 60 1000 cos5.71O从机械设计表1118中用插值法查得fv=0.01632, v 53 88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8f GB/T10089 1988。然后由参考文献 P187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m6.热平衡核

14、算1.75 1.75初步估计散热面积：S 0.33 a 0.33 180 0.92100 100取ta(周围空气的温度)为20 c。YFa2 2.71710Kfn =06N 9 3F =338.808MPaF=20.18MPaVs 9 68m / ss1 =71 卩 m;s2 =130 卩 m;S=0.92;ta=20 c;0.677d =(8.15 17.45) w/(m2.oc), 取 17w/(m2.oc)t0=ta + 1OOOp(1 )/ dS=68.8C Ao(Pn 1)1/3=115X (4.19/2900) 1/3mm=27.6m;考虑有键槽，将直径增大5%贝d=18.1 X

15、(1+5%)mm=28.98m;所以选取d=30mm5.2.2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=60mrpII 段：由机械设计P364得：h=0.08，d1=0.08 X 30=2.4mm直径 d2=d1+2h=30+2X 2.4=35mm长度取 L2=50mryid4=50mm l_4=45mm ds=80mm Ls=120mmd=30mm d1=30mmL1=60mm d2=35mm l_2=50mm da=40mm l_3=4

16、0mmIII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=40mmW段：由机械设计P364 得：h=0.08，da=0.08 X 50=4mm1dD直径 d4=cfe+2h=40+2X 4=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=405mm3.按弯矩复合强度计算1）

17、求小齿轮分度圆直径：已知 d1=80mm=0.08m2） 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：3Ft1 =2T1/d 1=2X 54.8/80 X 10- =1370NFt2 =2T/d 2=590N4） 求径向力Fr根据机械设计（10-3）式得：Fr=Ft2.ta n a=590X tan 20=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

18、截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯 矩为：MC1= Fay L/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=685 X 182.5 X 10 3=125N m;绘制合弯矩图dMt=（Mh2+M22） 1/2=（19.6 2+1252） 1/2=126.5N m;绘制扭矩图e转矩：T=T=54.8N m;d6=50mmL6=50mmd7=40mmL7=40mm L=405mmFt1=1370NFt2=590NFr=214.7NFay=107.35NFaz=685NMf19.6N mMk=125N mM=126.5N mT=54.8N m（C）(d) 毗皿II

19、1LTTr2w *FaF Fh1F1FFM =图5-1523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 1 60 a ,因此caAo（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=58mm L1=80mm h=0.08 d2=66mm l_2=50mm da=70mm La=40mm d4=82mm d4=82mm L4=110mm ds=70mm l_5=40mm L=320mm5.3.2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

20、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=80mmII段:由机械设计得: h=0.08 ,d1=0.09 X 58=5.22mm 直径 d2=d+2h=58+2X 5.22 66mm长度取 L2=50mrpIII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

21、=40mm;W段：直径d4=82mm由机械设计P364得：h=0.08 ,d3=0.08 X 82=6.56mm d4=da+2h=70+2X 6.682=82mm 长度 取 L4=110mmV段：直径 d5=cb=70mm L5=40mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=320mm3.按弯扭复合强度计算1） 求分度圆直径：已知 d2=82mm2） 求转矩：已知 T2=91.7N m3） 求圆周力Ft :根据机械设计（10-3 ）式得 Ft2 =2T/d 2=590 N;4） 求径向力Fr :根据机械设计式（10-3 ）得Fr= Ft2 tan a=3586.4 X tan20=1370N

22、Ft2=590NFr=1370NFay=107.35NFax=295N5） 因为两轴承对称，所以LA=La=75mm求支反力Fay、Fby、 Faz、FbzFaY=FBY=Fr/2=107.35N;F ax=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=107.35 X 75X 10 3=8N- m;截面C在水平面弯矩为MC2=FaxL/2=295 X 75X 10 3=22.125N m;计算合成弯矩2Aa4 5BCl_2_8 D3L7 LlJLF I JI wFh2-25-MCi=8N - mMl2=22.125N mM=23

23、.54N mMl= (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 1 60 a,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：8X 300X10=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Fr 161.5 Fada12r1V350215.33 175 591.61 4