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机械设计课程设计学生姓名：初永志学号：1108040295专业班级：机自 112指导教师：彭子梅2014 年 6 月 25 日机械设计基础课程设计目录1 程 的目的 22 任 33 程及 算 明 43.1 装置的 体 43.2 零件的 63.3 的 算 . 123.4 承的 及校核163.5 接的 及 度的校核 算 173.6 器的 183.7 箱体 构 183.8 承的密封193.9 减速器 滑方式194 小 205 参考文献 211机械设计基础课程设计1 课程设计的目的课程设计是机械设计基础课程重要的综合性与实践性教学环节。课程设计的目的是：(1) 综合运用机械设计基础课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固、加深和拓宽所学的知识。(2) 通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。(3) 通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计和基本技能的训练。2机械设计基础课程设计2任务书运输带拉力 F=2000 (N)运输带速度 V= 1.2(m/s)滚筒直径 D=300 (mm) 运输机使用期 5 年、两班制工作、单向运转、工作平稳、运输带速度允许误差5%、减速器由一般规模厂中小批量生产。设计工作量：1、设计说明书1份【 70009000 字, 按标准格式书写（手写或电子版） 】2、减速器装配图草图1 张【 A1 图，手工绘】3、减速器装配图1张【 A1图，电脑绘】4、任一轴零件图1张【 A3图，手工绘图】5、任一齿轮零件图1 张【 A3 图，手工绘图】3机械设计基础课程设计3 设计计算及说明3.1 、传动装置的总体设计3.1.1、传动方案工作条件：使用年限 5 年，两班倒，工作平稳，工作时有轻微振动，每年工作日，原始数据：运输带的拉力F=2000N运输带的线速度V=1.2m/s驱动卷筒直径D=300mm要求传动效率0.93.1.2、电动机选择F=2000NV=1.2m/sD=300mm0.9(1)电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机(2)电动机功率选择：（ 1 计算带式运输机所需功率：Fv2000 1.2取 1 )PW2.4kw(100010001w电机所需的工w作功率：(2 初估电机额定功率：P =2.4kwwP Pw / =2.4/0.9=2 .7kw根据机械设计课程设计 表 2.1 选用 Y112M-4 电动机主要参数如下：电动机额定功率P 3kw电动机满载转速 n m 1420(r min 1 )电动机轴伸出端直径28mm电动机伸出端安装长度60mm3.1.3、计算总传动比及分配各级的传动比(1)总传动比运输机驱动卷筒转速：nw =（60 1000 v） /D=(60 1000 1.2) /3.14 300=76.433r/min由选定的电动机满载转速n m 和工作机主动轴转速nw，可得传动装4机械设计基础课程设计置总传动比为 i n m /nw 18.578电动机型号Y112M-4 型(2)分配各级传动比带传动单级齿轮减速器传动系统，总传动比i=i d i c ；i d 为带传动比， i c 为单级齿轮传动比，一般 i d i c 由表 2.4总传动比 i=18.578， i d =3.050（24 合适），i c =6.091（37 合适）3.1.4 运动参数及动力参数计算总传动比i=i d i c 联轴器 018.578=0.99带传动效率 1=0.96i c =6.091齿轮的传功效率 2=0.97由高速到低速为 1，2，3，4 轴(1)计算各轴转速（ r/min ）n1 n m 1420r/ minn11420r/minn2=472.13r/min2 n1/ id 1420/3.050472.131 r/minn 3 =77.51r/minn3 n2/ i c472.131/6.091=77.512r/minn(2)计算各轴入功率（ KW ）轴 1： P1P 0 30.99=2.985kW轴 2： P2P1 1 0 2.9850.96 0.99=2.86kW轴 3：P3P2 2 = 2.86 0.97=2.776kW轴 4：P4= P3 0 =2.7760.99=2.766kW(3)计算各轴输入转矩（ Nmm）轴 1：T1 9550 10 3 113000/14200.99 =19695.8330P / n =9550Nmm轴 2：T2 9550 10 3 P2210.99/ n = T i d1 0 =19695.833 3.050.96 =58263.783 Nmm轴 3：5机械设计基础课程设计T3 9550 103 P331i c 2 10 =58263.7836.091/n = T i d0.97=344238.161 N mmP1=2.985kWP2=2.86kWP3=2.776kWP =2.766kw4各轴运动的动力参数轴号转速 n功率 P转矩 T（N.m）（r/min ）（KW）T1=19695.833114202.9819.695NmmT2=58263.7832472.132.8658.263Nmm377.512.77344.238T3=344238.161 N mm3.2 、传动零件的设计计算3.2 .1、带传动的设计(1) 选择带型号 由表 8-8 ，图 8-11 设计=1.3PcaP=1.3 3=3.9 kW=90mm由 Pca3.9 kWn1 1420r/ min 选带的 A 型=280mm(2)选取带轮基准直径选取小带轮基准直径=90mm，则大带V=6.69m/s轮基准直径 d d 2iddd 1(1) 3.0590（ 1-0.02 ） =269.01mm取 280mm,式中为带的滑动率，通常取（1%2%）(3)验算带速 vvd d1 n13.149014206.69m/s6010006000在 5 25m/s 范围内，速度合适。(4)V 带基准长度 Ld 和中心距 aa=610mm据 0.7（+） a0120 ，合适a(6)求确定 v 带根数 z因 =90mm，n 1 1420r/min， P0 =1.07 kW ，实际传动比： in1d d 2280=3.17n2dd 1 (1=) 90(1 0.02 )查表得单根 v带功率增量P0 =0.17kW ，由1 =162 ，包角修正系数K =0.96，查表 8-2 带长修正系数 K L =1.01，则由公式得k A P1.33Z(1.07 0.17)3.244(P0P0 )K K L0.96 1.01故选 4 根带。(7) 确定带的初拉力 F0 （单根带）查表 8-3 得 q=0.105kg/m，故可由式（ 8-27 ）得单根 V 带的初拉力F 0(2.5k ) pcaq v2500k zv= 500 (2.5 0.96)3.9 0.105 6.692 =121.6N 0.96 4 6.69作用在轴上的压力Fp 2zF0 sin1=2 4 121.6 sin 162 =960.82N22(8)带轮的结构尺寸小带轮基准直径d d 1 =90mm，实心式大带轮基准直径d d 2 =280mm，腹板式3.2 .2、齿轮设计(1)选用齿轮材料及精度等级选择齿轮材料及精度等级根据工作要求，查机械设计表10-1 得小齿轮选用 40Cr, 调质 , 硬度为 241286HBS大齿轮选用 45 钢, 调质 , 硬度为 217 255HBSZ=4F0 =121.6N7机械设计基础课程设计由机械设计图10-25 查的650 750MPa 550620MPa由机械设计图10-24 查的560620MPa 410 480 MPa（ 2）按齿面接触强度计算设齿轮按 8 级精度制造， 初选压力角 20 ，螺纹角 =15 ，选小齿轮齿数 Z 1 =22 则 Z 2 = i c Z 1 =22 6.091134.1 ，取135 齿N 1=60 n1 j l n =601420 1 (2 8 3005)=2.0448 109N 2 = N 1/u=2.044810 9 /(135/22)=3.33210 8取 S F =1.25，S H =1，由机械设计图 10-22,10-23 查的，取 K FN 1 =0.90K FN 2 =0.97，K HN 1 =0.95， K HN 2 =0.98H 1 = (K FN 1) /S H =(0.95700)/1=665 MPaH 2 = (K FN 2) /S H =(0.98600)/1=588 MPaF 1 = (K FN 1) / S F =(0.9 600)/1.25=432 MPaF 2 = (K FN 2) / S F =(0.97450)/1.25=350 MPa较小者在接触疲劳许用应力 H= H 2 =588MPa，F= F 2 =350 MPa(3)计算小齿轮分度圆直径t =arctan(tann/cos )=arctan(tan20 /cos15)=20.562arccosz cos/( z2ha cos )at11t1=arccos4cos20.562 /(4+21cos15 )=50.433a t 2arccos z2 costz22ha* cos= arccos79cos20.562 /(79+21cos15 )=23.6288机械设计基础课程设计z1 tana1tanz2 tana 2tan2=4 (tan50.433 -tan20.562 )+79(tan23.628 -tan20.562 )/2 3.14 =1.544dZ1 tan=14 tan15 /3.14=0.546z4(1)3= (41.544) / 3)(10.546) 0.544/ 1.546) =0.8842k Ht T1 i 12zH zE z z=d1t3izcoscos140.985dH2 1.3 5.8263104(135 / 22)12.5189.8 1.3840.98523(135 / 22)5881=59.739mm(4) 调整小齿轮分度圆直径圆周速度 V =d1 n1=59.739 472.131 =1.477m/s601000601000齿宽 b=dd1t =1 59.739=59.739mm实际载荷系数 KH由表 10-2 查得使用系数 KA =1根据 v=1.477m/s 、8 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.10齿轮圆周力 F t1 =2T1 /d 1t =2 5.8263 10 4 /59.739=1.9505 103N KA F t1 /b=1 1.9505 103/59.739=32.652N/mm100N/mm查表 10-3得齿间载荷分配系数 K H=1.4查表 10-4用插值法查表得8 级精度，小齿非对称 K H =1.458，则 KH = K A K V K F K F =11.10 1.41.458=2.245由式（ 10-12）得9机械设计基础课程设计K H=59.7393 2.245d1 d1t 3=71.672mmK Ht1.3及相应齿轮模数 m= d1 cos/ z1 71.672 cos14 /22=3.16mm(5)按齿根弯曲疲劳强度设计由 b =13.14 ，v=3.544/cos 213.14=3.737 机械cos2b设计公式（ 10-5）Y =0.25+0.75/v =0.25+0.75/3.737=0.462由图 10-24c 查得小齿轮=600MPa,大齿轮450 MPa又因 查取齿形系数 YFa 12.65 ， YFa2 2.23查取应力校正系数 YSa11.58 ，,1.85由图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN 10.90 ， K FN 2 0.97YFa1YSa12.651.58/432=0.00969F1YFa 2 YSa22.231.85/350=0.01121F2因大齿轮小于小齿轮，所以YFaYSa = YFa2 YSa20.01121FF 22K ft T1Y cos2YFa YSamt 32d z1F10机械设计基础课程设计= 3 2 1.3 5.826 10 420.426 cos2 140.01121 1.175 mm122(6) 调整齿轮模数z1mtd11.17522/cos14 =26.843mmcosV =d1 n1=25.843 472.131 =0.6388m/s601000601000b=dd1t =125.843=25.843mm齿宽比 b/h, h=(2ha*+C*)Mnt= （21+0.25）1.175=2.644mmb/h=25.843/2.644=9.77计算实际载荷系数 K 根据 V=0.6388m/s，8 级精度，由图 10-8F,查得动载系数 Kv=1.08d 1 =74mm由 F t1 =2T1 /d 1 =2 5.82634310 /25.843=4.50810 Nd 2 =426mm由 表 10-4 插 值 法 得 K H=1.440 ， 结 合 b/h=9.77 ， 由 图10-13 K f=1.36m=2mm则 K F K A K v K H K H11.081.4 1.36=2.056323KF=1.265531. 778=1.4047mmZ1 =36Mn=MntKFT1. 3由于齿面接触强度 m大于弯曲 m，主要为弯曲， m=1.4047mmZ2 =209 调整为 m=2mm。按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1=71.672mm算出小齿轮的齿数Z1=d1 cos/m=77.204cos14/2=34.836 ，取 Z1=36，Z2 =uZ1=4.64 36=207.094，取 Z 2 =209 3.2.3 、几何尺寸计算11机械设计基础课程设计（ 1）分度圆直径d1d1mn Z173.469mm74mmcosd2d 2mn Z 2426.53mm426mmcos（1）计算中心距az1z2 mn =252.5mm，取中心距 250mm2 cos（ 3）计算齿轮宽度：bd d173.469 mm圆整后取b1 80mm，大齿轮宽度等于设计宽度 b2 72mm齿面接触疲劳强度校核T1=72170N.mm，d=1,d1=78.63,u=233/51=4.5686KH=2.1,ZH=2.4,ZE=189.8MPa,Z =0.755Z=0.986H）2 2.172170 (4.647 1)2.42KhT 1(u 1 ZhZeZ Zdd 1d1d1u78.6378.6378.634.647189.80.755 0.986 295.17 H a=250mmb180mmb272mm =11.478=20满足齿面接触疲劳强度条件。1=209，m=2，=11.478 ， =20，a=250mm所以 Z =36，取 Z2齿宽 b 1 =80mm,b 2 =75mm,小齿轮材料 40Cr，大齿轮材料45 钢， 8 级。齿轮的主要参数小齿轮材料低速级40Cr，大齿轮36209齿数材料 45 钢， 8中心距250mm级模数2mm压力角20 0齿宽80mm75mm标准齿顶高系112机械设计基础课程设计标准顶隙系数0.25分度圆直径74mm426mm轴 d=23mm3.3 、轴设计计算根据工作条件，初选轴的材料为45 钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：由式（15-2 ）轴 d=40mmdminA3P mm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要n考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d 增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d 增大 10%-15%。由表 15-3 查得 A=126103，则取 A=120轴 d 2A3P222.969mm, 一个键槽 d 增大 5%,选 d=23mmn2轴 d3A3P339.543mm ，一个键槽 d 增大 5%,选 d=40mmn3（1）确定轴各段直径和长度各轴段直径的确定d12：与轴承相连，选用7205C轴承所以为 25mmd23：提供轴承定位， d12+2h= 31mmd34:轴间定位齿轮，为d45+2h=36mmd45：固定齿轮为30mmd56：过度轴为 26mmd67:与轴承相连，选用7205C轴承所以为 25mmd78: 与联轴器相连， YL15 联轴器为 24mm各轴段长度的确定l12 ：与轴承相连，选用7205C轴承所以为 25mm13机械设计基础课程设计l23 ：提供轴承定位， 16mml34:轴间定位齿轮， 10mml45 ：固定齿轮为 78mml56 ：过度轴为 44mml67:与轴承相连，选用7205C轴承所以为 25mml78:与联轴器相连， YL15联轴器为 70mm(2) 轴强度的校核计算轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。Ft =1586.078NFa =332.91NF r =571.25 N已知 T =58.263N m ，齿轮分度圆直径d=73.469 mm，则14机械设计基础课程设计齿轮圆周力： Ft2T10001586.078Ndd 1齿轮轴向力： Fa Fttan332.91N齿轮径向力： FrFttan n571.25 NcosT=58.2 N m根据各轴段尺寸，根据轴承的 a=12.7, 求得跨距 L1=70 mm；L2=90.3mm；L3=67.3 mm；B 点的水平支反力 FNH 1Ftl32148.17Nl3l2D 点的垂直反力FNH 2Ftl 2398.726Nl3l 2B 点的垂直支反力 FNV 1Fr l3Fa 1/ 2dl3 l 2322.84 ND 点的垂直支反力 FNV 2FrFNH 1252.04 N水平弯矩 M HFNH 2l 325239.3558 N mmC 点右侧垂直弯矩 M v1FNV 1l 229152.45 N mm满足强度要求总弯矩 M 1M H2M V 1257808.947 N mm扭矩 T=58263.783 Nmm进行校核是，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面（即C处右侧的强度） ,取0.3 ，查的轴 -1 55 MPad 3bt(dt )2W2d2156.988832M 2(T )2=28.68 MPacaW因为 ca 351.7368 N，所以 D处轴承被压紧， B 处e1 =0.4,轴承放松。故： Fa1=Fae+Fd2=674.6468 N ， Fa2=Fd2=326.3728 N 。e 2 =0.381因 F a1 =0.0337， F a 2 =0.0165coco用线性法求得 e1 =0.4, e2 =0.381F =F0.4 =351.7368N, Fd2=F 0.381=310.87Nd1r1r2Fa1=Fae+Fd2=633.78N， Fa2=Fd2=310.87fd=1.1F a1 =0.0316， F a 2 =0.0155coco相差不大所以 e1 =0.4, e2 =0.381Fa1=Fae+Fd2=633.6468 N ， Fa2=Fd2=310.87 N3. 当量动载荷 P根据工况（无冲击或轻微冲击） ，查得载荷系数f d=1.1 。P1 P 21 轴承：因 Fa1/F r1 =0.7207 0.4 ，查表 13-5 可知：X 1 =0.44 ， Y1 =1.4P1 =f P（ 0.4F r1 +1.4Fa1）=1401.623 N2 轴承：因 F /F=0.36 0.38=e ，查表 13-5可知：a2r2X 2=1，Y2=0轴承具有足够寿命P2 =f P（ 1Fr2 ）=897.5252 N因 P1P2，故只需验算 1 轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年） 300（天） 16（小时） =24000h。Lh106( ft Cr ) =363740.87 h24000h 。60n2P1其中，温度系数ft =1.2（轴承工作温度小于120 度），轴承具有足够寿17机械设计基础课程设计命。3.5 、键联接选择与强度的校核计算轴 2 的与齿轮相连平键b h l=8 770，轴 2 的与联轴器相连平键bh l=8 7 63。轴 3 与齿轮相连平键b h l=22 14 70，轴 3 与联轴器相连平键 b h l=14 9 80。 p 150MPa轴二键的工作长度为l=L-b=70-8=62mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3mm，据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得p 150MPa，则其挤压强度满足强度要求2T103p15.857 MPa p ，满足强度要求。kld轴二与联轴器相连键2T103p p25.222 MPa kld2T103p 轴三与齿轮相连键p26.2698 MPa kld2T103p T=48.263 N m轴三与联轴器相连键p51.5133 MPa kld所以都满足强度要求。3.6 、联轴器的选择K A =1.3轴二与带轮相连伸出端直径D24 mm，根据机械设计课程设计表 6.6 选取联轴器： YLD5，轴三伸出端直径 D=45mm，表 6.6 选取联轴器：YLD10。符合要求，查得工况系数 K =1.3 ，轴二联轴器所传递的转矩 T=48.263N mA联轴器承受的转矩为TcaK A T 60.2 N m查得该联轴器的公称转矩为63 N m ，因此符合要求。轴二 联轴器所传递 的转 矩 T=344.263N m ，查得工况系数18机械设计基础课程设计KA=1.3 ，联轴器承受的转矩为TcaK A T 447.287 N m查得该联轴器的公称转矩为630 N m ，因此符合要求。3.7、箱体的结构设计以及润滑密封箱体是加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：箱体的结构设计名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚mm10机座、机盖凸缘厚度b1mm25地脚螺钉直径d fmm22轴承座端面到内壁的距离l 2mm30齿轮端面到内壁的距离2mm20轴承旁联接螺栓直径d1mm16机盖机座联接螺栓直径d2mm12轴承端盖螺钉直径d3mm103.8 、轴承的密封密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈5619机械设计基础课程设计JB/TQ46063.9 、 减速器润滑方式减速器的润滑方式选择为油润滑，油润滑主要适用于圆周速度v12m/s 的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要避免搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。20机械设计基础课程设计4、设计小结三个星期的设计有付出也有收获。通过三个星期的设计，使我对机械设计有了更多的了解和认识。 是我们真正理论联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考验。一开始是对整个任务进行总体设计，在脑海中勾勒出大概轮廓。根据所给条件进行计算选择出合适的传动装置。轴的设计校核是一项较复杂的项目，其中 运用了机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计课程设计等知识。首先，估算出大概直径，接着精确计算并校核，接着设计箱体。这中间还包括各种附件的选择等。其次，设计传动零件，绘制零件图、装配图，写设计说明书。我遇到了许多困难 , 一遍又一遍的计算 , 一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。通过这次设计让充分的认识了自己之前所学知识的质量不高，运用能力不强。幸好有老师同学的帮助，让我能够顺利完成此次设计。通过这次设计我对自己的设计能力有了一定的认识。对我在理论联系实际以及综合运用机械设计及先前有关课程知识的运用于掌握有了一定的提高。从中也初步的了解了一些生产实际的情况。对我解决工程实际问题的能力有了一定的提高。最后我想说，感谢老师的辛勤付出让我有了这样的进步。老师您辛苦了！21机械设计基础课程设计5 、参考文献 1周元康，林昌华，张海兵机械设计课程设计(修订版 ).重庆：重庆大学出版社，2007 2濮良贵，陈国定，吴立言机械设计（第九版）北京：高等教育出版社，201222
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