機械設計基礎課程設計說明書機械設計基礎課程設計說明書機械設計基礎課程設計說明書機械設計基礎課程設計說明書編制僅供參考審核批準生效日期地址：電話：傳真:郵編:<<機械設計基礎課程設計>>說明書機械制造及自動化專業Jixiezhizaojizidonghuazhuanye機械設計基礎課程設計任務書2Jixieshejijichukechengshejirenwushu2姓名:xxx學號:班級:09級機電1班指導教師:xxx完成日期:2010/12/12機械制造及自動化專業機械設計基礎課程設計任務書2學生姓名：班級：學號：一、設計題目：設計一用于帶式運輸機上的單級圓錐齒輪減速器給定數據及要求已知條件：運輸帶工作拉力F=4kN；運輸帶工作速度v=s（允許運輸帶速度誤差為±5%）；滾筒直徑D=400mm；兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩。環境最高溫度350二、應完成的工作減速器裝配圖1張；零件工作圖1張（從動軸）；設計說明書1份。系主任：科室負責人：指導教師：前言這次設計是由封閉在剛性殼內所有內容的齒輪傳動是一獨立完整的機構。通過這一次設計可以初步掌握一般簡單機械的一套完整設計及方法，構成減速器的通用零部件。這次設計主要介紹了減速器的類型作用及構成等，全方位的運用所學過的知識。如：機械制圖，金屬材料工藝學公差等已學過的理論知識。在實際生產中得以分析和解決。減速器的一般類型有：圓柱齒輪減速器、圓錐齒輪減速器、齒輪-蝸桿減速器，軸裝式減速器、組裝式減速器、聯體式減速器。在這次設計中進一步培養了工程設計的獨立能力，樹立正確的設計思想，掌握常用的機械零件，機械傳動裝置和簡單機械設計的方法和步驟，要求綜合的考慮使用經濟工藝性等方面的要求。確定合理的設計方案。目錄一、電動機的設計…………61.選擇電動機……………62.選擇電動機容量………63．計算總傳動比并分配各級傳動比……74.計算傳動裝置的運動和動力參數……75.電動機草圖……………8二、帶傳動的設計…………91.確定計算功率…………92．確定V帶型號…………93.確定帶輪基準直徑……104.驗算帶速………………105.確定帶長及中心距……106.驗算小帶輪包角………107.確定帶的根數…………118.計算單根V帶的初拉力………………129.計算作用在軸上的力…………………1210．輪的結構尺寸及草圖…………………12三、減速器齒輪設計………121.材料的選擇及熱處理…………………132．參數的選擇和幾何尺寸計算…………133．確定許用應力…………134．確定齒輪精度…………135．按齒輪強度條件設計…………………136．計算齒輪幾何尺寸……147．校核齒面接觸疲勞強度………………158．校核齒根彎曲疲勞強度………………16四、軸的結構設計…………161.按扭矩估算軸最小直徑………………172.軸的復合強度校核……17五、軸承的選擇及校核……211.從動軸軸承……………222.主動軸軸承……………23六、鍵的選擇及校核………231.從動軸鍵的選擇及校核………………232.主動軸鍵的選擇及校核………………24七、聯軸器的選用…………24八、減速器附件的選擇……24九、箱體的設計……………25十、潤滑和密封的選擇……26主要參考文獻………………27另附:減速器裝配圖1張零件工作圖2張一、電動機的設計1．電動機類型選擇按工作要求和條件選取Y系列一般用途的全封閉（自扇）冷籠型三相異步電動機。2．選擇電動機容量(1)計算工作機所需功率PwPw==4000×1000×Kw≈11Kw其中，帶式輸送機的效率:ηw=(查《機械設計、機械設計基礎課程設計》P131附表10-1)。(2)計算電動機輸出功率P0按《機械設計、機械設計基礎課程設計》P131附表10-1查得V帶傳動效率ηb=，一對滾動球軸承效率ηr=，一對圓錐齒輪傳動效率ηg=，聯軸器效率ηc=。（其中，η為電動機至滾筒主動軸傳動裝置的總效率，包括V帶傳動、一對圓錐齒輪傳動、兩對滾動球軸承及聯軸器等的效率）。傳動裝置總效率為：η=ηbηr2ηgηc=×××=，電動機所需功率為：P0==Kw≈Kw。根據P0選取電動機的額定功率Pm，使Pm=(1～P0=～Kw。為降低電動機重量和成本，由《機械設計、機械設計基礎課程設計》P212附表10-112查得電動機的額定功率為Pm=Kw。(3)確定電動機的轉速工作機主軸的轉速nw，即輸送機滾筒的轉速：nw==60××1000/×400r/min≈r/min根據《機械設計、機械設計基礎課程設計》P12表3-3確定傳動比的范圍，取V帶傳動比ib=2～4,單級圓錐齒輪的傳動比ig=2～3，則傳動比范圍比i=(2×2)～（4×3)=4～12。電動機的轉速范圍為：n=inw=(4～12)×r/min=230～688r/min，符合這一同步轉速范圍的有750r/min一種。根據同步轉速查《機械設計、機械設計基礎課程設計》P212附表10-11確定電動機的型號為Y160M2—8，其滿載轉速nm=970此外，電動機的中心高、外形尺寸、軸伸尺寸等均可查表得出。3．計算總傳動比并分配各級傳動比(1)總傳動比i==720/r/min=r/min(2)分配各級傳動比為使帶傳動的尺寸不至過大，滿足ib<ig，可取ib=3,則齒輪的傳動比：ig=i/ib=3=4．計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸的轉速nⅠ=nm/ib=720/3r/min=240r/minnⅡ=nⅠ/ig=240/r/min=r/minnw=nⅡ=r/min(2)各軸的功率PⅠ=Pmηb=×Kw=KwPⅡ=PⅠηrηg=××Kw=KwPW=PⅡηrηc=××Kw=Kw(3)各軸的轉矩各軸的轉矩T0=9550=9550×720N·m≈73N·mT1=9550=9550×240N·m≈N·mT2==9550×N·m≈845N·mTw=9550Pw/nw=9550×N·m≈820N·m(4)將計算的結果填入下表參數軸名稱電動機軸Ⅰ軸Ⅱ軸滾筒軸轉速n（r/min）720240功率P（kw）轉矩T（N·m）73845820傳動比i31效率η5．電動機的草圖型號額定功率滿載轉速Y160M2-8KW720r/min二、帶傳動的設計由設計任務書條件要求，此減速器工作場合對傳動比要求不嚴格但又要求傳動平穩，因此適用具有彈性的饒性帶來傳遞運動和動力。V帶傳動時當量摩擦系數大，能傳遞較大的功率且結構緊湊；故此處選擇V型槽帶輪。帶輪材料常采用鑄鐵、鋼、鋁合金或工程塑料等，當帶的速度v≤25m/s時，可采用HT150；當帶速v=25～30m/s時，可采用HT200；當v≥35m/s時，則用鑄鋼或鍛鋼（或用鋼板沖壓后焊接而成），傳遞功率較小時，可用鑄鋁或工程塑料等材料。帶輪的設計準則是，在保證代傳動不產生打滑的前提下，具有足夠的疲勞強度，帶輪的質量小，結構公益性好，無過大的鑄造內應力，質量分布要均勻等。1.確定計算功率PC=KAP=×=Kw查《機械基礎》P226頁表9-7知：KA=2.確定V帶型號按照任務書要求，選擇普通V帶。根據PC=Kw及n1=720r/min，查《機械基礎》P227頁圖9-8確定選用B型普通V帶。3.確定帶輪基準直徑(1)確定帶輪基準直徑根據《機械基礎》P228頁表9-8取標準值確定：dd1=140(2)計算大帶輪直徑dd2=idd1（1-ε）=（720/240）×140×（）mm=根據GB/T規定，選取dd2=410mm4.驗算帶速v==×140×720/60×1000m/s=m/s由于5m/s＜v＜255.確定帶長及中心距(1)初取中心距a0=500根據知：385≤a0≤1100.(2)確定帶長Ld：根據幾何關系計算帶長得=mm根據《機械基礎》P226表9-6取相近的標準值Ld，Ld=2000(3)確定中心距=500+/2mm=取a=550amin=a-=550-×2000mm=520amax=a+=550+×2000mm=6106.驗算小帶輪包角：=°＞120°，符合要求。7.確定V帶根數Z根據dd1=140mm及n1=720r/min，查《機械基礎》P224表9-3得P0=，根據帶型和i查《機械基礎》P224表9-4得：ΔP0=，查《機械基礎》P225表9-5得：Kα=，查《機械基礎》P226表9-6得：Kl=,Z=Pc/[P0]≥=,取Z=4.8.確定V帶初拉力F0查《機械基礎》P219表9-1得:q=㎏/m,則F0=500N=N9.作用在軸上的力FQFQ=2ZF0sin=2×4××2N=N10.帶輪的結構尺寸及草圖B型V帶：節寬bp/mm:；頂寬b/mm:；高度h/mm:；楔角θ:40°；截面面積A/mm2:138；每米帶長質量q/（kg·m-1）:。V帶輪：基準寬度bp/mm:；基準線至槽頂高度hamin:；槽頂寬b/mm:；基準線至槽底深度hfmin:；槽間距e/mm:19±；第一槽對稱線至端面距離f/mm:；最小輪緣厚度δ/mm:；輪緣寬度B/mm:B=(Z-1)e+2f(Z為齒模數)=82mm。三．減速器齒輪設計設計任務書齒輪傳動由主動輪、從動輪（或齒條）和機架組成，通過齒輪的嚙合將主動軸的運動和轉矩傳遞給從動軸，使其獲得預期的轉速和轉矩。錐齒輪的傳動比恒定，結構緊湊且效率高，工作可靠且壽命長。鑒于齒輪的以上優點因此選用齒輪傳動，即圓錐齒輪是兩相交軸傳動。所以齒輪傳動在機械傳動中應用廣泛。齒輪材料要求齒面硬，齒芯也要有韌性，具有足夠的強度以及具有良好的加工工藝及熱處理性，當齒輪的尺寸較大（da＞400mm～600mm）或結構復雜不容易鍛造以及一些低速運載的開式齒輪傳動時，才有鑄鋼；高速小功率、精度要求不高或需要低噪音的特殊齒輪傳動中，也常采用非金屬材料。材料：小齒輪40Cr調質后表面淬火處理齒面平均硬度HB1=48～55；大齒輪45鋼調質處理齒面平均硬度HB2=217～255。1.材料選擇及熱處理由于結構要求緊湊，故采用硬齒齒輪傳動。查《機械基礎》P181表6-3，選擇小齒輪材料為40cr,調質后淬火處理，齒面平均硬度HB=53HRC；大齒輪選用45鋼調質處理，齒面平均硬度HB=250HRC。2.參數選擇和幾何尺寸計算(1)齒數比取小齒輪齒數Z1=20，則大齒輪齒數Z2=20×=84，實際齒數比μ=Z2/Z1=，與要求相差不大，可用。(2)齒寬系數兩輪為硬齒面非對稱布置，φR=b/R=。一般取:取φR=～，齒寬b≤R/3（查《機械基礎》P195表7-2）。(3)載荷系數由于載荷較平穩，且采用硬齒面齒輪，應取最大值，故查《機械基礎》P183表6-5，取K=。3．確定許用應力小齒輪查《機械基礎》P181表6-3，取[σH1]=1080MPa,[σbb1]=510MPa,由于承受單向載荷，故[σbb1]=510MPa不變；大齒輪查《機械基礎》P181表6-3，用插值法得[σH2]=522MPa,[σbb2]=304MPa,因受單向載荷，故[σbb2]=304MPa不變。4．選擇精度運輸機為一般機械，速度不高，故選擇9級精度。5.根據齒輪強度條件設計(1)按齒面接觸疲勞強度設計根據齒面接觸疲勞強度，按《機械基礎》P197公式（7-7）確定尺寸d：d≥[ZHZE/[σH]]·[4KT1/φRφR)2μ]=mm式中φR=，按《機械基礎》P183表6-5選載荷系數K=，轉矩T1=×106P1/N1=×106240N·mm=×105N·mm。查機械基礎P181表6-3[σH1]=1080MPa，[σH2]=522MPa,鋼制齒輪配合：ZE=√

N/mm2。計算圓周速度v：v==××240/60×1000=s(2)按齒根彎曲疲勞強度設計根據齒根彎曲疲勞強度，按《機械基礎》P197公式（7-9），確定模數m：mn≥=式中φR=,μ=,k=，YFS為齒形系數，按當量齒數Zv=Z/cosδ,查《機械基礎》P185表6-7，得：YF1=YFS1=,YF2=YFS2=；[σf1]=[σbb1]=510MPa,[σf2]=[σbb2]=304MPa，因為=，=,＜，故將代入計算。根據《機械基礎》P185表7-1，錐齒大端標準模數m=。6．計算齒輪幾何尺寸(1)齒數比:μ=Z2/Z1=84/20=(2)分度圓錐角：δ1=arctanZ1/Z2=20/84=13。23δ2=arctanZ2/Z1=84/20=76。36(3)分度圓直徑：d1=mZ1=×20=75d2=mZ2=×84=315(4)齒頂圓直徑：da1=d1+2hacosδ1=mmda2=d2+2hacosδ2=mm(齒頂高ha*=1,頂隙系數c*=,hf=(ha*+c*)m==,ha=ha*m=(5)齒頂圓直徑:df1=d1-2hacosδ1=mmdf2=d2-2hacosδ2=mm(6)錐頂距：R=m/2(Z12+Z22)=mm(7)齒寬系數：φR=b/R=(8)平均模數：mm=mφR)=mm(9)當量齒數：Zv1=Z1/cosδ1=Zv2=Z2/cosδ2=(10)小錐齒齒輪傳遞的扭矩：T1=9550P1/N1=N·m7.校核齒面接觸疲勞強度按《機械基礎》P127公式（7-6）校核公式：σH=ZHZE4KT1/φRφR)2d13μ=≤[σH]式中,ZH=,ZE=√

N/mm2,φR=,μ=,T1=×105N·mm因電動機驅動，載荷平穩，查《機械基礎》P183表6-5，取K=8.校核齒根彎曲疲勞強度按《機械基礎》P197公式（7-8）校核公式：σbb=4KT1YFS/φRφR)2m3z12(1+μ2=＜[σbb]式中，φR=,k=,YFS=,m=,μ=,故符合要求。結論：經校核可知，這對直齒圓錐齒輪傳動的齒根彎曲疲勞強度和齒面疲勞強度足夠。四、軸的結構設計軸扭轉強度條件為：てT=T/WT≈9550000≤[て](部分參數見下表)軸幾種常用材料的[てT]及A0值:軸的材料Q235-A、20Q257、354540Cr、35SiMn3Cr13[てT]15～2520～3525～4535～55A0149～126135～112126～103112～97應當指出，當軸截面上開有鍵槽時，應增大軸徑以考慮鍵槽對軸的強度的削弱。對于直徑d＞100㎜的軸，有一個鍵槽時，軸徑增大3%；有兩個鍵槽時，應增大7%。對于直徑d≤100㎜的軸，有一個鍵槽時，槽時，軸徑增大5%～7%；有兩個鍵槽時，應增大10%～15%。然后將軸徑圓整為標準直徑。應當注意，這樣求出的直徑只能作為承受扭矩作用的軸段的最小直徑dmin。綜上所述，此軸材料選45號鋼，調質處理表面硬度要求217～225HBS。1．按扭矩估算最小直徑(1)選擇軸的材料及熱處理，確定許用應力選用45鋼并經調質處理，其σb=1080MPa，HB=217～225。(2)按扭矩估算軸的最小直徑主動軸：d1≥C=式中C為考慮彎曲影響和材料確定的系數（查《機械基礎》P268表12-5，取C=118考慮軸上鍵槽的影響，軸徑加大5%，得d1=×=。查《機械基礎》P267取標準值d1=40mm從動軸：d2≥C=同理，考慮鍵槽的影響，并選取標準值d2=55mm2.軸的復合強度校核(1)確定軸各段直徑和長度軸的復合強度校核與軸的支承點間的跨距有關,由下表所示：尺寸項目主動軸從動軸說明外伸端軸徑Φ4055應符合軸徑標準系列估取安裝軸徑Φ4560應符合滾動軸承標準系列安裝齒輪的軸頭直徑Φ4666應符合軸徑標準系列預選軸承及其寬度B3020930212按錐齒輪受力狀態選取類型2124eq\o\ac(○,1)左起第一段，由于安裝聯軸器，因開有鍵槽，軸徑擴大7%并圓整，取軸徑55mm，長度84mm，為了便于安裝，軸端進行2×45°倒角。eq\o\ac(○,2)左起第二段直徑取58mm。根據軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，則取第二段的長度42mm。eq\o\ac(○,3)左起第三段，該段裝有滾動軸承，選用圓錐滾子軸承，取軸徑60mm，長度為34mm。eq\o\ac(○,4)左起第四段，對軸承起到軸肩定位作用,其直徑大于第三段軸，取74mm。根據整體布局，長度取158mm。eq\o\ac(○,5)左起第五段安裝大圓錐齒輪，根據齒輪的孔徑，此段的直徑取66mm，長度取45mm。eq\o\ac(○,6)左起第六段，為軸承安裝段，根據軸承的尺寸，取軸徑60mm。長度取36mm。(2)確定軸上零件的定位和固定方式(如圖)(3)從動軸的強度校核首先計算齒輪列和節點的作用力圓周力：Ft=2T1/dm1=2×210100/=N=Ft2軸向力：Fa=Fttanαcosαsinδ1==Fa2徑向力：Fr=Fttanα/cosδ1==Fr2式中，dm1為小齒輪的平均分度圓直徑,dm1=φR)d1=。危險斷面的復合強度校核按下列步驟進行：A.作從動軸的受力簡圖(圖a)B.做軸垂直面(Z)的受力簡圖，求支座反力，并作彎矩圖(圖b、c)垂直面的支反力:∑MB=0FrL2–FAZ(L1+L2)–Fa(d2/2)=0FAZ=RV1=∑MA=0FBZ(L1+L2)–FrL1–Fa(d2/2)=0FBZ=RV2=C點稍偏左處的彎矩為:MC1=MCZ1=FAZL1=80N·mC點稍偏右處的彎矩為:MC2=MCZ2=FBZL2=95N·mC.作軸水平面(Y)的受力簡圖，求支座反力，并作彎矩圖(圖d)水平支座反力:∑MB=0FtL2–FAy(L1+L2)=0FAy=RH1=∑MA=0FBy(L1+L2)–FtL1=0FBy=RH2=C點稍偏左處的彎矩為MCY1=FAYL1=235N·mC點稍偏右處的彎矩為MCY2=FBYL1=235N·mD.作軸的合成彎矩(圖e)C點稍偏左處的合成彎矩為M1=2cy1=248N·mC點稍偏右處的合成彎矩為M2=22cy2=153N·mE.作軸的扭矩圖(圖f)T1==845N·mF.作出軸的當量彎矩圖(圖g)該軸單向旋轉，扭矩按脈沖循環考慮根據軸的材料，查《機械基礎》P199表12-3,查得其[σ-1]b=60MPa,[σ0]b=103MPa,則α=[σ-1]b/[σ0]b=最大當量在C點處，當量彎矩：Me=2+(αT)2,可求出：C截面左側：Mec1=12+(αT)2=552N·mC截面右側：Mec2=22+(αT)2=554N·mC截面,只有扭矩：Me=2+(αT)2=αT=493N·mG．按當量彎矩計算軸的直徑(圖h)由軸的結構尺寸及Me圖看出，該軸的危險截面C處（該截面Me最大）和D處（該截面Me最小），所以分別計算C、D處直徑。計算C處直徑：dc≥3MeC/[σ-1]bb=考慮鍵槽的影響，軸徑加大5%:dC=×=結構設計時，此處直徑為66mm,安全。計算D處直徑：dd≥3MeD/[σ-1]bb=考慮鍵槽的影響，軸徑加大5%:dD=×=結構設計時，此處直徑為56mm,安全。五、軸承的選擇及校核主動軸30209軸承兩對，從動軸30212軸承兩對。根據要求對從動軸上的軸承進行強度校核。1.從動軸軸承查相關手冊，30212軸承的判斷系數e=，當≤e時，Pr=Fr；當＞e時，Pr=+YFa,Y=。軸承基本額定動載荷Cr=102KN，由于減速器為兩班制工作，預期使用3年,其壽命:Lh=8×3×300h=7200h(每年按300工作日計算)。(1)繪制軸承計算簡圖(2)徑向力計算左軸承：FrA=Fr1==5337N右軸承：FrB=Fr2==1592N(3)軸向力計算預選軸承為30212。兩軸承在徑向載荷作用下，自身產生的附加軸向反力為：SA=eFr1=×5337N=SB=eFr2=×1592N=則軸向力分別為：FaA=SA=FaB=SA=(4)判斷放松、壓緊端FaA+Fa=+=＞FaB故，軸承2壓緊，軸承1放松。則Fa1=FaA=,Fa2=FAB=(5)計算當量動載荷左軸承：=5337=＞e,根據《機械設計、機械設計基礎課程設計》P164表10-38查得e=,Y=，則＞e，故當量動載荷為：PrA=+YFaA=×5337+×N=右軸承：=1592=＞e,故當量動載荷為：PrB=+YFrB=×1592+×N=因PrA＞PrB，故按左軸承的當量動載荷計算壽命，即取P=PrA=,(6)軸承壽命校核計算Lh==(106/60×(102000/=1573294h＞7200h故，所選軸承符合要求。2.主動軸軸承主動軸軸承的選擇計算方法與從動軸軸承的選擇計算方法相同，故省略。六、鍵的選擇及校核1.從動軸鍵的選擇及校核(1)外伸端根據軸徑d=55mm,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GB／T1096鍵16×10×78。根據材料為鋼，載荷平穩（輕微沖擊），查《機械基礎》P245表11-2,[σp]=110MPa,查《機械基礎》P245公式（11-1），擠壓強度為：σp==4×845×1000／55×10×（80-10）=＜[σp]=110MPa式中A型鍵：l=L-b=68mm,故該鍵滿足強度要求。(2)與齒輪聯接的鍵根據軸徑d=66mm,考慮鍵在軸端安裝，故選鍵GB／TB1096鍵20×12×42σp==4×820×1000／66×12×42=＜[σp]=110MPa式中A型鍵：l=L=43mm，故該鍵滿足強度要求。2．主動軸鍵的選擇及校核主動軸鍵的選擇及校核方法與從動軸鍵的選擇及校核方法相同，故省略。七、聯軸器的選擇計算轉矩Tca=KAT根據工作情況，查表得KA=，則Tca=KAT=×820N·m=1230N·m根據《機械設計、機械設計基礎課程設計》P174表10-48考慮選用彈性柱銷聯軸器LX4聯軸器GB/T5014-2003。其主要參數如下：公稱轉矩：2500N·m軸孔直徑：55質量：22Kg轉動慣量：m2八、減速器附件的選擇1.視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，