1、机械设计课程设计说明书- 1 -机 械 设 计课 程 设 计 说 明 书学院： 海运学院专业： 轮机工程学生： 唐潮学号： 136130008机械设计课程设计说明书- 2 -设 计 说 明 书设计及说明 结果一、传动方案的确定（如下图）：采用普通 V 带传动加一级斜齿轮传动。二、原始数据：a) 原始数据编号 c2b) 运输带工作拉力： F=1500Nc) 运输带工作速度： v=1.00m/s d) 卷筒直径： D=200mm e) 工作条件：一班制，连续单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘，效率从联轴器开始计算。f) 使用期限：十年，大修期三年F=1500NV=1.00m/sD=200mm机械
2、设计课程设计说明书- 3 -g) 生产批量：10 台h) 生产条件：中等规模机械厂，可加工 78 级精度齿轮及涡轮。i) 动力来源：电力，三相交流（220/380V）j) 运输带速度允许误差5%。三、确定电动机的型号：1选择电动机类型：选用 Y 系列三相异步电动机。2选择电动机功率：由使用实际可知，应使用三相交流电驱动的发动机。确定发动机的功率：由运输带工作拉力 F=1500N 及运输带工作速度 v=1.00m/s可知，发动机的有用功率P 有用 =F*V=1500w从电动机输出轴至联轴器总效率为 总=v 带* 高速端轴承* 低速端轴承* 齿轮* 联轴器查询新编机械设计手册 779 页表 16-
3、3 知：V 带传动的效率 v 带=0.94由于载荷功率较小，故初采用深沟球轴承，其效率 一对轴承= 高速端轴承 * 低速端轴承=0.99选用 8 级精度的圆柱齿轮闭式传动的效率 齿轮=0.97刚性联轴器的效率 联轴器=0.970.98，考虑极端情况，采用 联轴器=0.97则将数据代入 总得 总=0.94*0.98*0.97*0.97=0.867机械设计课程设计说明书- 4 -故所需电动机的功率 Pr=Pw/ 总=1500/0.867=1730.1w为满足 PmPr，则应选用额定功率大于 1.73kw 的三相交流电动机。由工程手册表 16-7 可知，应选用 4 或 6 个绕组的 Y 系列（IP4
4、4）三相异步电动机。有以下两种待选：Y100L1-4，其额定功率为 2.2kw，转速为 1430 r/minY112M-6，其额定功率为 2.2kw，转速为 940 r/min3选择电动机的转速：由于运输带工作速度 v=1.00m/s 卷筒直径 D=200mm故输送机滚筒的工作转速 nw=v*60*103/(D)=1*60*1000/(3.1415*200)=95.195896 r/min故方案一的传动比 i=1430/96=14.9方案二的传动比 i=940/96=9.79由新编机械设计手册 P725 14-34 可知对于单级圆柱齿轮传动 i 35 对于 V 带传动 i24故 I 总620
5、相比较两种方案的传动比，方案一在可以满足的同时又更加符合经济性的要求，故采用方案一。即 Y100L1-4，其额定功率为 2.2kw，转速为 1430 r/min 方案四、确定传动装置的总传动比及各级分配：传动装置得总传动比： i =1430/96=14.9取 V 带传动比： ；1=2.98单级圆柱齿轮减速器传动比： 2=5验证卷筒转速误差：2 =96143014.996 = 0.0280%120要求。6. 计算 V 带的根数 z= (0+0)由 =1430/min， 1=71根据新编机械设计手册P320 表 7-35 知，0=0.3 0=0.03根据新编机械设计手册表 7-27， =0.98新
6、编机械设计手册表 7-31， ，=1.125故= 1.65(0.3+0.03)0.981.125=4.535取 根。=57. 计算 V 带的合适初拉力 00=500(2.51)+2根据新编机械设计手册P319 表 7-33， =0.06 /=1306=437=5=479.57机械设计课程设计说明书- 8 -0=5001.6555.316(2.50.981)+0.065.3162=49.848. 计算作用在轴上的载荷=20sin12=479.579. V 带轮的结构设计由新编机械设计手册 P313 表 7-25 可知：带轮尺寸（mm）小带轮 大带轮槽型 Z Z基准宽度 8.5 8.5基准线上槽深
7、 2.0 2.0基准线下槽深 7.0 7.0槽间距 12 0.312 0.3槽边距 7 7最小轮缘厚 5.5 5.5外径 = + 75 215内径 30 30带轮宽度 B=（z-1）e+2f62 62带轮结构 腹板式 轮辐式V 带轮采用铸铁 HT200 制造，其允许的最大圆周速度为252 齿轮传动设计计算a) 选择齿轮类型，材料，精度，及齿数选用外啮合直齿圆柱齿轮传动。选择齿轮材料及确定许用应力：机械设计课程设计说明书- 9 -根据机械设计基础第五版P166 表 11-1小齿轮材料取为 45 号钢，调质， ，1=250=585MPa， =445MPalim1H1limF大齿轮材料取为 45 号
8、钢，正火， ，2=210=375MPa， =310MPa,2limH 2limF根据课本 P171 表 11-5，取一般可靠度则=1.0， =1.25minHSminF综上， = =585 Mpa1min1lH=375 MPa2= =356 MPa1Fmin1lS=248 MPab) 按齿面接触强度设计初选取齿轮为 8 级的精度。根据机械设计基础第五版169表 11-3 及 P175 表 11-6 可知：K=1.2， =1.0,小齿轮上的转矩1=9.55010611=9.5501061.41478.9=2.8118104根据机械设计基础第五版 P171 表 11-4,取 =118.9 , =2
9、.5 则由公式 1d2132HEdZKT=2.32 mm 初 47.37591856823 选小齿轮的齿数 ；大齿轮的齿数1=24 2=245=120m = / = 47.47/24 =2.371dz由课本表 4-1 取圆整后令 m=2.5=2.51=242=120=1802机械设计课程设计说明书- 10 -故 = m=60mm， = m=300mm1dz 2dz计算尺宽 ，故 B2=60 , B1=65 =1=60中心距 =（ 1+2） 2=180c) 校核齿根弯曲疲劳强度根据课本 P173/P174,11-8/11-9 可知，齿形系数 =2.74, =1.59，1 182.1，2.aaSF
10、YYMPaa1123645FSFKTbmzMPa，安全。a2218FSFYd) 计算圆周速度 = 11601000=1.205/对照课本 p168 表 11-2，八级精度可满足要求。e) 齿轮传动的几何尺寸与结构制表如下：结果名称 代号小齿轮 大齿轮中心距 a180传动比 i 5模数 nm2.5齿数 Z 24 120齿顶高系数 ha* 1 1B1=65B2=60=1.205/机械设计课程设计说明书- 11 -顶隙系数 C* 0.25 0.25分度圆直径 d60 300齿顶圆直径 da=d+2ha 65 305齿根圆直径 df=d-2hf 53.75 293.75齿轮宽 b 65 60结构 /
11、齿轮轴 腹板式六、 轴的尺寸设计1. 低速轴的计算：a) 选择轴的材料，确定需用应力选择轴的材料为 45 钢，经调质处理，其机械性能由机械制图工程手册 P741 表 15-1 可得，、 、MPab640Pab651= 275Mpa 、1b) 齿轮上作用力的计算切向力 213509tTFNd径向力 tanta237.58rc) 按扭转强度估算轴的最小直径：根据课本 P245 表 14-2 知 =35,263min.0159nPd 则将所有数据代入得：=27.2mm ，78.95304163mind因为轴上有单键槽，最小轴径增加5%， mmin1.26输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径 ，故先
12、选联轴Id器。L1=58mm机械设计课程设计说明书- 12 -联轴器的计算转矩为 ，由新编机械设计手册 P6412TKAca表 13-2 得 =1.3AK带入上式得 = 175.5N.m 5103.1caT由新编机械设计手册 P645 表 13-4 选择 GY 型凸缘联轴器，J1型轴孔，其公称转矩为 224N.m,半联轴器 I 的孔径 =30mm 1d，轴孔长度 =60mm，故取外伸端轴的直径 d1 为 30mm。 d) 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以将齿轮安排在箱体中央 处,相对两轴承4对称分布，齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定.
13、(2)确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求, 轴段右端需制出一1L轴肩,由新编机械设计手册P632表12-34查询密封条件可知，取段的直径 ,左端用轴端挡圈定位,半联轴器与轴配合2L235dm的毂孔长度: ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而60不压在轴的端面上,故段的长度应比略短,取: .158Lm查表知，设端盖左端距离传动设备距离为13mm，端盖e=10，箱体凸台宽为510mm，连接螺栓的规格c1=22mm，c2=20mm，壁厚为8mm，齿轮距挡油环距离为15mm，挡油环宽度为8mm，挡油环距离轴承为57mm，轴承与箱体内表面距离为3mm，则：L2+L3=13+10+10+2
14、2+20+8+15+8+7-3=110mm而L3=轴承宽 B+15+8+7+2+2=49mm，故l2=110-49=61mm端盖伸出量应为l2-e-10=61-10-5-10=36mm轴承跨距为L=49+60+15+8+7-2=137mm初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据: ，l2计算较复杂，稍后确235dm定。由新编机械设计手册P513 表10-10，选取6008型轴承,尺寸为: 40681dDB故 ，两端滚动轴承均采用挡油环进行轴向定位，36md1=30mmL2=61mmd2=35mmL3=49mmd3=40mm机械设计课程设计说明书- 13
15、 -挡油环（套筒）高度h=（d a-d）/2=（46-40）/2=3mm，第四段轴装配齿轮，故长度应稍短于齿轮厚60，取L4=58mm，d4 略高于d3，取d4=43mm，第五段轴为齿轮提供轴向定位，其高度,取 ,则该处的直0.730.156.093hdm8h径： 。542hL5=b=1.4h，取 L5=15mmL6处为挡油环以及套筒为右轴承定位，长度应满足挡油环厚度加套筒厚度轴承厚度以及轴外伸长度，故 ， d6与d3同尺寸。6871523lm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接平键的校核在后面独立成章论述。(4)确定轴上圆角
16、和倒角尺寸,取轴端倒角为: ,各轴肩处圆角半径取 。245 1R(5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图, 可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面 .作用在齿轮上的力切向力 213509tTFNd径向力 tanta237.58r求作用于轴上的支反力6008 型深沟球轴承L4=58mmd4=43mmL5=15mmD5=59mmL6=32mmD6=40mmFNH1FNV1FNH2FNH2FtFr机械设计课程设计说明书- 14 -水平面内支反力: 12450NHtFN垂直面内支反力: 1263.8V作出弯矩图分别计
17、算水平面和垂直面内各力产生的最大弯矩. 10/24537/205,6.816HNVMFl Nm计算总弯矩: 2cHvM22307516.34.71cMNm作出扭矩图: .250T作出计算弯矩图: ,按脉动循环变化，22cMT取a 等于 0.6： 222234(0.6135)871.4mTN校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核： FNH1/FNV1 FNH2/FNV2Ft/Fr机械设计课程设计说明书- 15 -43 0.1=387211.740.160=24.411b而 =40mm，强度足够安全。4低速轴尺寸L1 58 D1 30L2 61 D2 35L3 49 D3 40L4
18、 58 D4 43L5 15 D5 59L6 32 D6 40L挡油环-轴承 7 h挡油环-轴承 3L挡油环-齿轮 15 轴承跨距 137（二）高速轴的设计1.轴上的功率 、转速 和转矩1P1n1T1.4kW789/minr1206TN2.作用在齿轮上的力切向力 12806935.4tFNd径向力 tan.r3.初定轴的最小直径先初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。机械设计课程设计说明书- 16 -36613min9.509.501.45.922783Pd m有键槽增加5%，输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径 ， =20mm ，由于V带轮宽B=62mm，为保证接触稳定，1应使得
19、 mm。1=604、轴的结构设计由于小齿轮的直径与轴的直径相差不大，所以将高速轴做成齿轮轴。（1） 轴上零件的安装与定位。由于小齿轮的直径与轴的直径相差不大，所以将高速轴做成齿轮轴。由新编机械设计手册 P632 表 12-34 查询密封条件可知令 .25dm由新编机械设计手册P513表10-10，选取6006型轴承,尺寸为: 301DB故 ，滚动轴承均采用挡油环进行轴向定位, 挡油35环靠近轴承高度h=（d a-d）/2=3mm， 齿轮左端与左轴承之间采用挡油环定位,已知齿轮轮毂的宽度为 ,挡油环靠近齿轮边的高度6m,取 ,则该处的直径：0.730.15.8hdm6h。242rigtd4.查表
20、知，设端盖左端距离传动设备距离为5mm ，端盖e=10 ，箱体凸台宽为510mm ，连接螺栓的规格c1=22mm，c2=20mm，壁厚为8mm，齿轮距挡油环距离为15mm，挡油环宽度为8mm，挡油环距离轴承为57mm，轴承与箱体内表面距离为3mm，则若设齿轮到左侧端盖的距离为L3,则：L2+L3=5+10+10+22+20+8+15+8+7-3=102mm而L3=13 （轴承宽 B）+15+8+7+2=45mm， 故l2=102-45=57mmL3+L4+L5的长度应为齿轮宽+（齿轮距挡油环距离+挡油环宽度+挡油环轴承距离+ 轴两端伸出距离 +轴承宽）*2=65+（15+8+7+2+13 ）*
21、2=45*2+65=155mm有对称关系，则齿轮右端 57813245l m轴承跨距L=l3+l4+l5-B-4=155-13-4=138mm，至此,已初步确定了轴的各段直径和长度. (5)求轴上的载荷，并按弯扭合成应力校核轴的强度.在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心深沟球轴承6006机械设计课程设计说明书- 17 -处，据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图 ,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.求齿轮力作用于轴上的支反力水平面内支反力: 121/467.NHtFN垂直面内支反力: 02Vr由上公式可知，V 带轮作用力=20sin12=479.57则 Q
22、在右轴承支点产生的力 F2F=Q(L1/2+L2+2+B/2)/L=479.57*(30+60+2+13/2)/138=342.3NF1F=Q+F2F =479.57+342.3=822.07N作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩. 1467./2371.,0458.HNVMFlLNm计算总弯矩: 2vHM2371.45.83.0cMNm作出由Q产生的弯矩图机械设计课程设计说明书- 18 -考虑最坏情况，即将两个力矩按照同一方向线性叠加。MF=Q(L1/2+L2+2+B/2)=Q*K=479.57*98.5= 47237.645N.mm在危险界面处Q产生的弯矩为Ma=F2F*L/2
23、=342.3*138/2= 23618.7 N.mm危险截面处M=23618.7+34342.20=57960.9n.mm作出扭矩图: .2806TNm作出计算弯矩图: ,22eMT2257961(0.86)035.68meMTNF2FQ F1FK机械设计课程设计说明书- 19 -校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核： 33 0.1=360356.680.160=21.581b而 =30mm，强度足够安全。3L1 60 D1 20L2 57 D2 25L3 45 D3 30齿轮厚 65L5 45 D5 30键连接的选择和校核1.选择键联接的类型一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮
24、有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢， 125pMPa2. 高速轴与带轮相联处键的校核查询机械设计基础课本 P160 表 10-10 可知，D1=20mm,故选用A 型平键： ,单键650bhLm轴径 d1=20mm，轴段长 l1=60mm,由于是 A 型键，其工作长度 l=L-b=50-6=46mmT=28060 N.mmh=6mm机械设计课程设计说明书- 20 -P=4 T/d1hl=428060/(20646)=20.34Mpa1.2112齿轮端面与2=210机械设计课程设计说明书- 25 -内机壁距离机盖，机座肋厚m,1110.85,.m127,m箱体高度H2 H2 大于等于Dmax
25、+a1+1160轴承端盖外径D 与轴承外径一致 5568轴承端盖外径D2 D2=D0+2.5d3 55+40=9568+40=108螺钉所在中心圆D0 D0=D+2.5d3 55+2.5*8=7568+2.5*8=88轴承盖内径D4=D-(1.21.6)e取 1.2 55-12=4368-12=56箱座深度Hd=da2/2+（3050）305/2+3050 200箱座高度H b2+hd=200+20=220 220底座高度H1 HIa 144箱顶圆R 1+da2/2+1=8+12+30172.5机械设计课程设计说明书- 26 -轮廓 5/2十. 润滑密封设计对于一级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以采用飞溅润滑，箱体内选用全 AN150 全耗损系统用油（GB443-1989） ，装至规定高度 .密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，并匀均布置，保证部分面处的密封性。
