机械设计课程设计说明书1.doc

武汉理工大学机械设计课程设计
目录
§1 设计题目 0
§2 传动装置的总体设计 1
§2.1 拟定传动方案 1
§2.2 电动机的选择 2
§2.3 传动比的分配 3
§2.4 传动装置的运动和动力参数选择与计算 3
§3 传动零件的设计计算 4
§3.1 斜齿圆柱齿轮设计计算 4
§3.2 锥齿轮设计计算 7
§4 轴系的设计计算 10
§4.1 轴系Ⅰ的计算与校核 10
§4.1.1 轴Ⅰ的设计与计算 10
§4.1.2 高速轴I上的轴承 13
§4.1.3 轴Ⅰ键的强度校核 14
§4.2 轴系Ⅱ的计算与校核 14
§4.2.1 轴Ⅱ的设计与计算 14
§4.2.2 中间轴Ⅱ上的轴承 18
§4.2.3 轴Ⅱ键的强度校核 19
§4.3 轴系Ⅲ的计算与校核 20
§4.3.1 低速轴Ⅲ的设计与计算 20
§4.3.2 轴Ⅲ轴承的寿命计算 24
§4.3.3 轴Ⅲ键的强度校核 24
§5 联轴器的选型 25
§6 润滑与密封 25
§7 箱体和附件设计计算 26
§8 设计总结 27
§9 参考文献 28

§1 设计题目
设计皮带运输机的圆锥－圆柱齿轮减速器。用于港口的货物运输，双班制工作，工作中有轻微振动。示意图如下，数据如下表（每年以３００天记，轴承寿命达齿轮寿命的1/3以上）。
锥齿轮的传动比。

1. 电动机 2.联轴器 3.减速器 4.卷筒 5.输送带
图1-1 传动方案
原始数据：
物理量
运输带拉力F（N）
运输带速度
V(m/s)
卷筒直径
D(mm)
使用年限
(年)
数据
1140
2.55
300
10
表1-1 原始数据

§2 传动装置的总体设计
§2.1 拟定传动方案
设计带式运输机的圆锥——圆柱齿轮减器。用于港口运输货物，双班制工作，工作有轻微震动，使用寿命为10年（每年以300天计，轴承寿命达齿轮寿命1/3以上）。
选用圆锥圆柱齿轮减速器，并与电动机相连，应考虑电动机的选择，经过二级减速到输出轴，应该考虑能量和功率的损失。减速器的结构如下：

减速器结构
§2.2 电动机的选择
工作机所需要的有效功率：
=
传动装置的总效率：

查表2-2得：，，

电动机所需功率：

由电动机所需功率及相关数据可选用以下两种电动机，列表并比较如下：

方案号
电机
类型
额定
功率
同步
转速
满载
转速
总传
动比
1
Y132M1-6
4
1000
960
6.41
2
Y112M-4
4
1000
1440
9.62
电动机选型比较
两种方案比较起来，选择第二种，原因是电动机比较经济，且能够满足传动比的要求。电动机的型号为Y112M-4，其额定功率4KW，满载转速1440r/min，电动机外伸直径为D=28mm，外伸长度为L=60mm，轴心高H=112mm。
§2.3 传动比的分配
工作机所需转速：
传动比分配：

即高速级的传动比为2.2，低速轴的传动比为4.03。
§2.4 传动装置的运动和动力参数选择与计算
1各轴转速的计算：

2 各轴输入功率的计算：
3.2820.99=3.249KW
3.2490.990.97=3.12KW
3.120.990.97=2.996KW
2.9960.990.99=2.937KW
3 各轴输入转矩的计算:

将计算的结果列表如下：
轴号
转速n
功率P kw
转矩T Nm
传动比i
I
1440
3.228
21.408
2.9
II
496.55
3.100
59.621
4.0

III
124.14
2.977
229.018
IV
124.14
2.818
224.480

各轴参数

§3 传动零件的设计计算
§3.1 斜齿圆柱齿轮设计计算
1 确定材料选择及热处理方式
大小齿轮均选45钢，小齿轮调质，硬度250HBS，大齿轮正火，硬度为200HBS。
　610MPa，570MPa
　230 MPa，210 MPa
2 计算许用应力
60 1 654.55 (10 300 16)=1.885

查图6-20得，查图6-21得
计算许用应力：
由表6-9取，,取
MPa
MPa
MPa
MPa
3 按齿面接触疲劳强度计算
计算工作转矩：

初选系数和参数
暂取，齿数精度8级；因电动机驱动，工作载荷有轻微振动，由表6-2查得 =1.25，取=1.05；由表6-5选0.9，由图6-3查得1.2，由图6-9查得1.13。
1.251.051.131.2＝1.78
由图6-13查得2.45 ,查表6-4得189.8，取0.8，由，得
按齿轮接触疲劳强度计算齿轮直径和主要尺寸

选择齿数：， 取
则
按表6-6取标准模数
计算中心距，圆整取
精确计算螺旋角

齿轮圆周速度
由表6-7知齿轮精度8级合适。
因，故取，
则
4 校核齿轮弯曲疲劳强度
计算当量齿数：

按,查图6-16得
查图6-17得 ，取
计算端面重合度：

故满足弯曲疲劳强度。
5 计算齿轮几何尺寸

§3.2 锥齿轮设计计算
1 确定材料、热处理方式及许用应力
选45钢，小齿轮调质，硬度250HBS，大齿轮正火，硬度200HBS。
查图6－18得 ，;
查图6－19得 ，;
查表6－9得 ，，取.
由前面计算查图已得 ,

2 按齿面接触疲劳强度计算设计

查表6－2得,,取齿宽系数,因u=
则
按查图6－9得

由表6－4得，对于标准齿轮

取,则，取。
于是 取标准模数m＝2。
则实际
3 校核齿根弯曲疲劳强度

查图6－16得
查图6－17得
同参数知，大齿轮的弯曲强度较弱，应代入大齿轮数据进行计算

故齿根弯曲疲劳强度满足要求。
4 锥齿轮的主要几何尺寸

§4 轴系的设计计算
3、轴的设计计算
3.1 低速轴III的的设计
3.1.1 选择轴的材料
轴III的材料选45钢，调质处理，其机械性能由表8-2查得，,,,,由表8-3查得c=108。
3.1.2 初估轴径
。
3.1.3 轴的结构设计
3.1.3.1 轴上零件的布置
A、C剖面安放滚动轴承，初选轴承型号为7209C角接触球轴承，查得尺寸dDB=458519；D剖面安装联轴器，按T=222.645Nm，查表13-5选HL2型弹性套柱销联轴器，其半联轴器的孔径d取35mm，而按转矩估算，故取，半联轴器长L£82mm；B剖面安装齿轮。
3.1.3.2 轴上零件的定位与固定
上面轴承用轴承盖和轴肩定位；齿轮用轴环和套筒定位；下面轴承用套筒和轴承盖定位；联轴器用轴肩及挡圈定位；齿轮和联轴器用平键进行周向固定。
3.1.3.3 轴上零件的拆装
齿轮、套筒、上轴承从上端装入，下轴承、联轴器从下端装入。
3.1.3.4 结构图的绘制
综合考虑各种因素，暂定轴的结构尺寸如图：

3.1.4 按计算弯矩校核
3.1.4.1 画轴的受力简图

3.1.4.2 计算齿轮受力
已求：,,。
求得：

3.1.4.3 计算作用于轴上的力
AB=38mm BC=96.5mm AC=134.5mm

3.1.4.4 计算弯矩画弯矩图
水平面:
垂直面:

合成弯矩：

3.1.4.5 画转矩图和计算转矩图
转矩按脉动循环变化即.

3.1.4.6 校核轴的强度
由计算弯矩可见，B剖面是危险界面，应对B剖面进行校核:
查表11-28得t=5.5mm b=14mm

由表8-2查得 因为，故安全。

3.1.5用安全系数法校核
取截面B为危险截面，数据计算见表2。
表2用安全系数法校核数据表
计算内容及公式
计算结果
说明
剖面
剖面
转矩
176.159
上面计算得到
垂直弯矩
5.135
23.495
材料力学公式
水平弯矩
60.181
76.587
合成弯矩
60.39
80.1098
轴的直径
45
50
已知
抗弯截面系数

材料力学公式
抗扭截面系数

弯曲应力幅
4.92
6.528
按对称循环应力计算
弯曲平均应力
0
0
扭剪应力幅
4.92
3.264
按脉动循环变应力计算
扭剪平均应力
4.92
3.264
弯曲、扭剪疲劳极限

见表8-2
弯曲、扭剪等效系数

绝对尺寸系数
0.91
0.91
见表8-7
绝对尺寸系数
0.89
0.89
表面质量系数
0.94
见表8-8
弯曲时有效应力集中系数扭转时有效应力集中系数
圆角
过盈
配合
圆角

过盈
配合
见表8-4
见表8-5
只算弯矩作用的安全系数
12.6
13.86
见式(8-10)
只算扭转作用的安全系数
13.97
118.31
见式(8-11)
合成安全系数
9.356
13.77
见式(8-9)
许用安全系数[S]
1.3~1.5
1.3~1.5

由于,，所以低速轴是安全的。
3.2 中间轴的设计计算
3.2.1 选择材料
轴Ⅱ的材料选45钢，调质处理，其机械性能由表8-2查得：
，

由表8-3查得：C=112
3.2.2 初估轴径

3.2.3 轴的结构设计
3.2.3.1 轴上零件的布置
A、C剖面安放滚动轴承，初选轴承型号为7206C角接触球轴承，查得尺寸，B剖面安装齿轮。
3.2.3.2 轴上零件的定位与固定
上轴承用轴承盖和轴肩定位，锥齿轮用轴肩与套筒定位，下轴承用套筒和轴承盖定位。
3.2.3.3 轴上零件的装拆
锥齿轮、套筒和下轴承从下端装入，上轴承从上端装入
3.2.3.4 结构图的绘制
综合考虑各种因素，暂定轴的结构尺寸如下图：

3.2.4 按计算弯矩校核
3.2.4.1 画轴的受力简图

3.2.4.2 计算齿轮受力
已求得
对齿轮1：已求得：
可求得：
对齿轮2：已求得：
可求得：

3.2.4.3 计算作用于轴上的力
AB=47mm，CD=39mm，BC=57mm,BD=96mm,AC=104mm,AD=143;

3.2.4.4 计算弯矩、画弯矩图
水平面:

垂直面:

合成弯矩:

3.2.4.5 画转矩图

3.2.4.7 校核轴的强度
由合成弯矩图知D，B两剖面为危险截面，对此两截面进行校核：
对D：
对B：
故安全。

3.3 高速轴I的设计
3.3.1 选择材料
轴I的材料选45钢，调质处理，其机械性能由表8－2查得，，，，，，由表8－3查得C＝115。
3.3.2 初估轴径
d1==15.834
3.3.3 轴的结构设计
3.3.3.1 轴上零件的布置
A、C剖面安装滚动轴承，初选轴承型号为7206C角接触球轴承，查得其尺寸dD=306216,D剖面装联轴器，按查表13－7选TL4型弹性柱销联轴器，其半联轴器的孔径取20mm，而按转矩估算，故取，半联轴器长，B剖面安装齿轮。
3.3.3.2 轴上零件的定位和固定
左轴承用轴承盖和轴肩定位，右轴承用轴套和轴肩定位，锥齿轮用套筒和轴端挡圈定位，联轴器和锥齿轮用平键进行周向固定，联轴器用轴肩和轴端挡圈定位。
3.3.3.3 轴上零件的拆装
联轴器、左轴承从左端装入，右轴承、锥齿轮从右端装入
3.3.3.4 结构图的绘制
综合考虑各种因素，暂定轴的结构尺寸如下图：

3.3.4 按计算弯矩校核
3.3.4.1 画轴的受力简图

3.3.4.2 计算齿轮受力
已求得:，,,,,

84.39mm
3.3.4.3 计算作用于轴上的力
AC=59mm,BC=50.5mm AB=109.5mm

Rva=Fr*BC/AC= 224.67

Rvc=Fr*AB/AC=262.49*109.5/59=487.16

RHA=(Ft*BC+Fa*dv1/2)/AC=(792.169*50.5+119.28*54.11/2)/59=732.74

RHC=(FtAB+Fa*dv1/2)/AC=(792.169*109.5+99.96*54.11/2)/59=1516.05
3.3.4.4 计算弯矩、画弯矩图
水平面： MHC=RHAAC=732.74*59*103 =43.231KNmm

MHB=Fa*dv1/2=119.28*89.76*10-3/2=5.35KNmm
垂直面： Mvc=-Rva*AC=-224.67*59*10-3=-13.26KNmm
合成弯矩： Mc=MHC2+MVC2 =43.2312+14.242=45.52KNmm
3.3.4.5 画转矩图

3.3.4.6 画计算弯矩图
转矩按脉动循环变化，即取

Mca(B)=MB=MHB=5.35KNmm
3.3.4.7 按计算弯矩校核
由计算弯矩图知C截面为危险截面，故

，故安全

4、滚动轴承的寿命计算及其键的校核计算
4.1 轴III的轴承的寿命计算
所选轴承为 7209C ，其dDB=458519, ,。
4.1.1 计算轴承支反力
已求出， ，,
合成支反力

4.1.2 计算轴向负荷
由S=0.5R得：

4.1.3 计算当量动负荷
4.1.3.1 ，查表10-10，插值求得；
,查表10-10，插值求得X=0.44，Y=1.40；
查表10-11得:,

4.1.3.2 ,查表10-10，插值求得； ，查表得10-10，插值求得X=0.44，Y=1.3；

,所以以来进行计算。
4.1.4 寿命计算
查表10-1得，对于角接触球轴承＝3，
，
故寿命足够。
4.2 中间轴II上的轴承
所选的轴承为7206C，，e=0.37,Y=1.6
4.2.1 计算轴承支反力
合成支反力：

4.2.2 计算轴向负荷
，

4.2.3 计算当量动负荷
4.2.3.1
,查表10-10，插值求得X=0.56，Y=1.15，

4.2.3.2
，查表10-10得X=1,插值法求得Y=0。

,所以以来进行计算。
4.2.4 寿命计算
查表10-1得，角接触球轴承＝3

故寿命符合要求。
4.3 高速轴I上的轴承
所选的轴承为7206C，，e=0.37,Y=1.6
Rva=Fr*BC/AC= 224.67

Rvc=Fr*AB/AC=262.49*109.5/59=487.16

RHA=(Ft*BC+Fa*dv1/2)/AC=(792.169*50.5+119.28*54.11/2)/59=732.74

RHC=(FtAB+Fa*dv1/2)/AC=(792.169*109.5+99.96*54.11/2)/59=1516.05
3.3.4.4 计算弯矩、画弯矩图
水平面： MHC=RHAAC=732.74*59*103 =43.231KNmm

MHB=Fa*dv1/2=119.28*89.76*10-3/2=5.35KNmm
垂直面： Mvc=-Rva*AC=-224.67*59*10-3=-13.26KNmm
合成弯矩： Mc=MHC2+MVC2 =43.2312+14.242=45.52KNmm

4.3.1 计算轴承支反力
已求出：,,,。
；

4.3.2 计算轴向负荷
，

。
4.3.3 计算当量动负荷
4.3.3.1
,查表10-10，插值求得X=0.4，Y=1.96；

4.3.3.2
,查表得10-10，插值求得X=1,Y=0；

故应按计算。
4.3.4 寿命计算
查表10-11得，球轴承＝3

故寿命符合要求。
4.4 键连接的校核计算
4.4.1 键1

，安全。
4.4.2 键2

，安全。
4.4.3 键3
,
安全。
4.4.4 键4

,安全。
5、润滑和密封方式的确定
5.1 润滑方式的确定
斜齿轮的圆周速度:，故选脂润滑。
锥齿轮的圆周速度：，故选油润滑。
查表15-1和15-3可选CKD150工业齿轮用油。
5.2 密封方式的确定
选用丁形无骨架橡胶油封。
6、箱体及附件的结构设计
6.1 箱体的结构设计
由表5-1确定壁厚,由中心距确定地脚螺钉直径。轴承旁联接螺栓直径。箱座、箱盖联接螺栓直径。由确定扳手空间，，根据应留的扳手空间确定凸台的高度，箱座高度以大齿轮顶圆到底部距离来定，油面高度以浸没小齿轮1～2个齿为宜，油沟要不与联接螺栓相干涉。
6.2 减速器附件的设计
6.2.1 窥视孔和视孔盖
窥视孔的位置应开在齿轮啮合区的上方，便于观察齿轮啮合情况。
6.2.2 通气器
装在视孔盖上。
6.2.3 起吊装置
吊环螺钉设在箱盖上，按起吊重要选公称直径,吊耳也应设在箱盖上。
6.2.4 油标指示器
选长形油标，应设凸台以减少加工面。
6.2.5 放油孔和螺塞
放油孔设在箱座内底部最低处，能将污油放尽，箱座内底面做成倾斜面，在油孔处做成凹坑。螺塞选的是圆柱螺纹油塞，要加封油垫片，按壁厚的2.5倍选螺塞直径。
6.2.6 起盖螺钉
设两个直径与箱体凸缘联接螺栓直径相间即，长度大于箱盖凸缘厚度。
6.2.7定位销
直径约为凸缘联接螺栓直径的0.8倍，取，长度大于上下箱体联接凸缘的总厚度，以便于拆卸。
7、设计小结
经过长达两个星期的计算和查阅，本次机械课程设计已经快完成，通过这次课程设计，使我完善的运用了机械设计课上所学习的知识，并付之以实践，了解了机械设计的一般流程，也学会了如何查阅资料和手册，而且使我所学的知识得到了巩固。
在设计的过程中，很多零件都有确切的尺寸，很容易就可以绘出来，但也有很多的尺寸是无法直接获取的，需要查阅大量的资料和进行估计计算，并通过前后设计来确保设计的合理性。设计中通常都是设计和修改同时进行，并要通过画图来观察布局是否合理，所以就需要有足够的耐心和毅力，尤其是在一些小问题上，常常需要反复改正，比如一些零件的相互干涉和零件的校核不合格，特别是润滑方式想了很久，并且修改了多次图纸，才确定挡油板需不需要用，等等。同时，一些小问题也不能忽视，就像润滑，密封。
最后，我觉得这次的设计还是很有意义的，只是初次设计，缺乏经验，走了很多的弯路，而且设计的轴承的寿命远远大于3年，可能浪费了很多材料。另外就是游标的设计很模糊，没有弄清楚，可以换成一般常用的型号。
8、参考资料
参考资料：
《机械设计》（第二版）彭文生，黄华梁，王均荣，李志明主编；
《机械设计课程设计》唐增宝，何永然，刘安俊主编。
27