机械设计基础课程设计样本(共15页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上武汉理工大学网络继续教育学院机械设计基础课程设计_陕西建校学习中心 函授站（学习中心） 专业 级（春、秋）层次 指导教师 学生姓名 武汉理工大学网络继续教育学院年 月 日 目 录前言.2传动系统的参数设计.3带传动的设计计算.4齿轮的设计计算.5轴的设计计算.6主动轴的设计计算.6从动轴的设计计算.8键的设计计算.9主动轴外伸端处键的校核.9从动轴外伸端处键的校核.10轴承的选择与验算.11主动轴承的选择与验算.11从动轴承的选择与验算.12联轴器的选择与验算.12箱体、箱盖主要尺寸计算.12齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择.13减速器附件的设计.13结束语.14前

2、 言 ()课程设计的目的 机械设计基础课程设计是学生学习机械技术（上、下）课程后进行的一项综合训练，其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识，提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。同时学习机械设计的一般方法，了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤，为今后学习专业技术知识打下必要的基础。 (二)传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功

3、能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT2

4、00灰铸铁铸造而成)。设计说明书 一、传动系统的参数设计 已知输送带的有效拉力Fw2000N，输送带的速度Vw=1.1m/s,滚筒直径D=250mm。连续工作，有轻微振动、单向运转。 1)选择合适的电动机；2)计算传动装置的总传动比，分配各级传动比；3)计算传动装置的运动参数和动力参数。 解：1、选择电动机 (1)选择电动机类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 (2)选择电动机容量 工作机所需功率： 电动机输出功率： 其中为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率，包括V带传动效率b、一对齿轮传动效率 g、两对滚动轴承效率r2、联轴器效率c、及传动滚筒效率w

5、值计算如下：=b g r 2cw=0.8674 由机械设计课程设计表82(63页)查得各效率值，b=0.96，g=0.97，r=0.99，c=0.99，w=0.96，代入公式计算出效率及电机输出功率。使电动机的额定功率Pm(11.3)Po，由机械设计课程设计表171Y(153页)查得电动机的额定功率Pm=5.5kW。(3)选择电动机的转速计算滚筒的转速：r/min计算时取85 r/min 根据表31确定传动比的范围：取V带传动比ib24，单级齿轮传动比ig35，则总传动比的范围：i(2X3)(4X5)620。电动机的转速范围为n=inw(620)nw=504.481681.6在这个范围内电动机

6、的同步转速有1000rmin和1500rmin，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000，根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6，满载转速960。（机械设计课程设计153页）型号额定功率满载转速同步转速1000 2、计算总传动比并分配各级传动比 (1)计算总传动比：i=nmnW=960/84.08=11.42， 在814范围内 (2)分配各级传动比：为使带传动尺寸不至过大，满足ibig，可取ib23，则齿轮传动比igiib(在4左右，取小数点后两位，不随意取整)。3、计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴的转速：n1=nm/ib n

7、11=n1/ig nw=n11(2)各轴的功率：P1=Pmb P11=P1rg Pw=P11rc(3)各轴的转矩：T0=9550Pm/nm T1=9550P1/n1 T11=9550P11/n11 Tw=9550Pw/nw最后将计算结果填入下表：参数轴名电机轴I轴II轴滚筒轴转速n(r/min)nm=960n1=384n11=85nw=85功率P(kW)Pm=5.5P1=5.28P11=5.08Pw=4.99转矩T(Nm)T0=54.71T1=131.31T11=570.75Tw=560.64传动比iib=2.5ig=4.571效率b=0.96nbr=0.96rc=0.98三、带传动的设计计算

8、已知带传动选用Y系列异步电动机，其额定功率Pm=5.5kW，主动轮转速nw=960r/min,从动轮的转速n1=384r/min,ib=2.5。两班制工作，有轻度冲击。计算项目计算内容计算结果 确定设计功率 选V带型号 确定带轮直径 验算带速 确定带的基准长度 验算小带轮包角 计算带的根数 计算初拉力 计算对轴的压力带轮结构设计绘工作图 查机械设计基础表87（175页），取KA=12，故 Pd=KAP=12 5.5=6.60kW根据Pd和n1查机械设计基础图88（176页 ），选B型普通V带由机械设计基础表84（171页），取小带轮基准直径ddl=125mm传动比 2.5大带轮基准直径dd2=

9、idd1= 2.5125=312.5mm圆整da2=315mm验算 5m/sv25m/s，符合要求 由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初定中心距a0700mm带的基准长度为传动中心距 Ld0= =2700+(125+315)+ =2104mm查表机械设计基础表83（167页），取Ld=2240mm实际中心距 a=a0+700+ =768mm180-57.3165.8165.8120，合适下面计算V带根数 z=由ddl=125mm，n1=960rmin，查表机械设计基础表85（173页），P1=1.64kW 查表机械设计基础表88（177页），B型带，由i=2.5，得P1=0.2

10、9kW查表机械设计基础表810（179页）K=0.96由Ld=2240mm，查表查表机械设计基础表811（179页），得KL=1.00则Z=取z4根 查表机械设计基础表82（167页），B型带，q=017kgm; 计算初拉力=500=217.44N计算作用在带轮轴上的压力=2zF0sin24217.44sin1726.18NPd=6.60kwB型dd1=125mmdd2=315mmv=628ms合适Ld=2240mma=768mm165.8合适z=4F0=217.44NQ=1726.18N四、齿轮的设计计算已知传递的名义功率P15.28，小齿轮转速n=384，传动比ig4.57连续单向运转，传

11、动尺寸无严格限制；电动机驱动。计算项目计算内容计算结果1. 选精度等级、材料及齿数2. 按齿面接触强度设计3传动尺寸计算1） 精度等级选用8级精度；2） 试选小齿轮齿数z124，大齿轮齿数z296的；因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即 dt按式查表35-12得Ka=1初估速度=4由图35-30b查得Kv=1.1，取=0由式=1.88-3.2（+ ）cos=1.713取=1由图35-31得, =1.46；由图35-32得,=1.05所以Kt=1.364dt61.4mmv= =3.08m/s因与初估圆周速度相差较大，故应修正载荷系数及小齿轮直径由

12、图35-30b得Kv=1.03, 算得 K=1.276， d1=59.5mm=147.6，取150mm=2.48mm, 取m=2.5mmd1= =60mm； d2=ud1=240mmb= 取b1=70mm，b2=60mm3） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。Z1=24Z2=96五、轴的设计计算(一)主动轴的设计计算已知传递的功率为P1=5.28kW，主动轴的转速为n1=384r/min，小齿轮分度圆直径d1=60mm，啮合角d=20o，轮毂宽度B小齿轮700mm，工作时为单向转动。解：1、选择轴的材料、

13、热处理方式，确定许用应力(按教材表391、398)轴名材料热处理硬度抗拉强度许用弯曲应力主动轴45号钢调制217255650MPa60MPa2、画出轴的结构示意图：3、计算轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d12、计算d23、计算d3：4、计算d45、计算d5由教材表39-7得：A=118106，取A=118(取较大值)d127.14,轴上有一个键槽，故轴径增大 d1= d1”（1+5%）28.50 按138页圆整d1=30 d2= d1+2a= d1+2(007-01)d1=34.2-36，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=35。(191页) d3= d2（15）m

14、m36-40，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=40。所选轴承型号为6208，B18，D80，G22.8，C0r=15.8 d4=d3+(1-5)mm=41-45，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径；一般取0,2,5,8为尾数。取d4=45 d5=d3=40，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类型。d1=30mmd2=35mmd3=40mmd4=45mmd5=40mm4、计算轴各段长度 计算项目 计 算 内 容 计算结果1、计算L12、计算L23、计算L34、计算L45、计算L5B带轮=(Z一1)e+2f=，e、f值查教材表34-8L1=(1.52)d1，按138页

15、取L1=58L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表51(23页)m=L-3-B轴承小=6+C1+C2+(38)-3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75页，按凸缘式端盖查l1),若me取m=e即可。L3=B轴承小+2小+3小，2小查表68(75页)1015，故小齿轮做成齿轮轴，L4B小齿轮L5=L3L1=58L2=50L3=40L4=70L5=405、校核轴的强度 计算项目 计 算 内 容 计算结果1 求轴上的载荷Mm=N.mmT=N.mm6. 弯扭校合6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(二)从动轴的设计计算 已知传递的功率为P11

16、=5.08，从动轴的转速为n11=85，大齿轮分度圆直径d2=240啮合角=20轮毂宽度B大齿轮600mm，工作时为单向转动。 解：1、选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力(按教材表391、398) 轴名 材料热处理 硬度抗拉强度许用弯曲应力从动轴45号钢正火170-217600MPa55MPa画出轴的结构示意图计算轴各段直径 计算项目 计 算 内 容计算结果1、计算d1，2、计算d23、计算d34、计算d45、计算d56、计算d6由教材表39-7得：A=118106，取A=115 (取较大值) d1,轴上有一个键槽，故轴径增大5d1=d1”（1+5%）45，为使所选轴径与联轴器的孔径相适应

17、，故需同时选取联轴器。查184页，相配合的联轴器选 HL4 型弹性柱销联轴器，轴径相应圆整为d1，半联轴器长l=112。 d2=d1+2a1=d1十2(0.07-0.1)d1=36.48-38.4，因d2必须符合轴承密封元件的要求，取d2=55。(191页) d3=d2+(15)mm=41-45，d3必须与轴承的内径一致，圆整d3=。所选轴承型号为6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 d4=d3+(15)mm=，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径：一般取0,2,5,8为尾数。取d4=62 d5=d4+2a4=d4+2(0.07-0.1)d4，d5=75(取整)

18、d6=d3=60，同一轴上的轴承选用同一型号，以便于轴承座孔镗制和减少轴承类犁。d1=45d2=55d3=60d4=62d5=75d6=60 计算项目 计 算 内 容 计算结果 1、计算L1 2、计算L2 3、计算13 4、计算L4 5、计算L5 6，计算L6 半联轴器的长度l=112，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第1段的长度应比l略短一些，按138页取L1=82 L2=l1+e+m=50e=1.2d3，其中d3为螺钉直径，查表51(23页)m=L-3-B轴承小=6+C1+C2+(38)-3小一B轴承小=20式中6、Cl、C2查表51。l1、3小查表68(75页，按凸

19、缘式端盖查l1),若me取m=e即可。L3=B轴承大+2大+3大，2大，2大2小=54（公式中为齿轮宽度） L4=B大齿轮一260 L5=b=1.4a4=12取整) L6= B轴承大+2大+3大L5=31L1=82L2=50L3=54L4=58L5=22L6=455、校核轴的强度 计算项目 计 算 内 容 计算结果2 求轴上的载荷Mm=N.mmT=N.mm6. 弯扭校合6、画出轴的工作图，标出具体尺寸和公差(例图) 略计算注意事项：1、主动轴与从动轴的e应相等，2、主、从动轴m+3+B螈应相等(一)主动轴外伸端处键的校核 已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1131，轴径为d1=30，轴长L

20、1=58带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击六、键的选择与验算 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=8，键高h=7，因轴长L1=58，故取键长L=50将I=Lb，k=0.4h代入公式得挤压应力为 53.82Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：

21、。毂槽宽为20Js90.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键bh 键长L=50=53.58强度足够4)绘制键槽工作图 (二)从动轴外伸端处键的校核 已知轴与联轴器采用键联接，传递的转矩为T11=570,轴径为d1=45，宽度L1=82。联轴器、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=45，由表10-33(165页)，查得：键宽b=12，键高h=8，因轴长L1=82，故取键长L=70将I=Lb，k=0.4

22、h代入公式得挤压应力为 52.41Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js90.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键bh 键长L=70=52.41强度足够 (三)从动轴齿轮处键的校核 已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T11=570，轴径为d1=52，宽度L4=58。齿轮、轴和键的材料皆为钢，有轻微冲击 计算项目 计 算 内 容 计算结果1)键的类型 及其尺寸 选择2)验算挤压 强度3)确定

23、键槽尺寸及相应的公差带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接。根据轴径d=30，由表10-33(165页)，查得：键宽b=14，键高h=9，因轴长L1=60，故取键长L=45将I=Lb，k=0.4h代入公式得挤压应力为 59.17Mpa由教材表333查得，轻微冲击时的许用挤压应力5060MPa，故挤压强度足够。 (以为例)由附表10-33(165页)得，轴槽宽为20N9-0520，轴槽深t=75mm，r6对应的极限偏差为：。毂槽宽为20Js90.026，毂槽深h=4.9 mm。H7对应的极限偏差为0.030 键bh 键长L=45=59.17，合适 (二)从动轴承的选择与验算 已知轴颈

24、直径d3=60，n11=85，RvA=3063，Rw=3063，运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数 P二RvA、R中较大者 因球轴承，故c二3，查教材表38-10，取fd=1， 查教材表38-11，取gT=1 代入计算得：Lh= 故所选轴承合适。(可查表或按大修期确定)P=1.2Lh，合适注意：如寿命过大，则重选轴承型号，取轻或特轻系列八、联轴器的选择与验算 已知联轴器用在减速器的输出端，从动轴转速nh=85，传递的功率为P11=5.08传递的转矩为T=570 ，轴径为

25、d1=45 计算项目 计算内容 计算结果1、类犁选择 2、计算转矩 3、型号选择为减轻减速器输出端的冲击和振动，选择弹性柱销联轴器，代号为HL。由教材表43-l，选择工作情况系数K=1.25Tc=KT=631.96按计算转矩、轴径、转速，从标准中选取HL3型弹性柱销联轴器，采用短圆柱形轴孔。公称转矩：Tn=630Tc许用转速：n1=1000n11主动端：了型轴孔、A型键槽、轴径d1=，半联轴器长度L：HL弹性柱销联轴器Tc=631.96联轴器的选择结果 型 号 轴孔直径 轴孔长度 公称转矩 许用转速HL44511212504000九、箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构，采用HT200

26、灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下：名称符号尺寸箱体厚度具体内容参照23页表5-18mm十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择(一)减速器的润滑1、齿轮的润滑：根据齿轮的圆周速度6.28 选择10mm 润滑，浸油深度 ，(36页)润滑油粘度为59 。(41页)2、轴承的润滑：滚动轴承根据轴径 选择 脂 润滑，润滑脂的装填量 ，润滑脂的类型为钙基2号 钠基2号 。(39-40页)(-2：)减速器的密封(4246页)1、轴伸出处密封：轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油（脂）漏出和箱外杂质，水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀，采用垫圈密封方式2、轴承室内侧密封：采用挡油环密

27、封方式，其作用是防止过多的油，杂质以及啮合处的热油冲入轴承室3、箱盖与箱座接合面的密封：采用密封条密封方法画出封油环与毡圈示意图(46页与191页)十一、减速器附件的设计说明：按课程设计4753页进行设计，对每一种附件，说明其作用，并画出结构示意图。(一)窥视孔盖和窥视孔的设计作用：检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油 结构示意图窥视孔开在机盖的顶部，应能看到传动零件啮合，并有足够的大小，以便于检修。(二)排油孔与油塞作用：排放污油，设在箱座底部结构示意图放油孔的位置应在油池最低处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其结构如图 十二、结束语由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。专心-专注-专业