1、 前 言 机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践，可以树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。 机械设计工作，可以分为计算和结构设计两部分，它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构，按图纸加工出的机器，应具有使用者要求的性能。所以，机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使 机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用，在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据，而计算数据必须以机械结构为对象，如强
2、度计算必须知道机械的有关结构尺寸，运动学计算必须知道机械的机构方案，计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此，在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。 1 目 录 第 1 章 设计任务书 3 第 2 章 电动机的选择 4 第 3 章 传动比的分配 5 第 4 章 蜗轮、蜗杆传动的设计计算 6 第 5 章 齿轮传动的设计计算 10 第 6 章 轴的设计计算 13 第 7 章 联轴器的选择 18 第 8 章 滚动轴承的选择与校核 18 第 9 章 键的选择与校核 20 第 10 章 箱体的设计 20 第 11 章 润滑和密封的设计 23 第 12 章 设计总结 24 第 13 章 参考
3、文献 24 2 第 1 章 设计任务书 1.1 设计带式输送机的传动装置 1.1 设计加热炉推料机传动装置 原始数据： 大齿轮传递的功率 :Pw=1.2kw 大齿轮轴的转速 : wn =30r/min 每日工作时间： T=8h 工作年限： a=10（每年 300 个工作日） （注：连续单向运转，工作时有轻微振动，输送机大齿轮转速允许误差为 5%。） 3 设计工作量 : 1. 设计说明书一份 2. 加热炉推料机装配图一张 （ A0） 3. 零件图两张（ A2） 第 2 章 电动机的选择 2.1 电动机的选择 2.1.1 选择电动机的类型 按工作要 求和工作条件选用 Y 系列三相异步电动机。 2.
4、1.2 选择电动机的容量 标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。 2.1.2.1 电动机到工作机输送带间的总效率为 = 12334 1、 2、 3、 4 分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。 查表得 1=0.99 ， 2=0.8 ， 3=0.98， 4=0.98。 所以 =0.990.80.9830.98=0.731 2.1.2.2 电动机所需工作功率为 kwPP wd 6 4 2.17 3 1
5、.0 2.1 2.1.2.3 确定电动机的转速 取齿轮传动一级减速器传动比的范围 i1=3 5， 取蜗杆涡轮的传动比 i2=5 80。 则总的传动比 i= i1 i2=15 400。 4 根据电动机的类型，容量，转速 ,要使 dP = kw642.1 ， 由课程设计指导书表 17-7 选定电动机型号为 Y100L1-4 型号的电动机； 其主要性能如下： 电动机型号 额定功率 /kw 满载转速/(r/min) 起动转矩 /额定转矩 最大转矩 /额定转矩 Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.3 第 3 章 传动比的分配 3.1 计算传动装置的仲传动比 i 并分配传动比 3.1.1 总传
6、动比 i 为 i = mn / wn =1430/30=47.7 3.1.2 分配传动比 为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的，之前选用了 2 头蜗杆的传动效率，而 2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在 14 30之间，圆柱齿轮的传动比在 1 5之间；在协调分 配 传 动 比 ， 初 选 蜗 杆 蜗 轮 的 传 动 比 为 1i =20 ；则 圆 柱 齿 轮 的 传 动 比 为3 8 5.220 7.4712 iii 。 3.2 计算传动装置各轴的运动和参数 3.2.1 各轴的转速 轴： m inr1430nn m1 轴： m inr5.71201 4 3 0inn 112 轴： min303 rnn 3
7、.2.2 各轴的输入功率 5 kwppkwppkwpp m64.1437 0 8.198.08.01 7 8.2321 7 8.21231213.2.3 各轴的输入转矩为 电动机输出转矩为： mmNnpT mdd 466 1047.11 4 3 02.21055.91055.9 轴： mmNTT d 41 104 5 5.11 轴 ： mm108.225.71 7 0 8.11055.9n1055.9 462262 NPT轴： mmNnPT 463363 102.523064.11055.91055.9将上述计算结果汇总于下表，以备查用： 第 4 章 蜗杆蜗轮的设计计算 4.1 选择蜗杆的类型
8、 根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）。 4.2 选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用 45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火 ，硬度为 45 55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜轴名 功率 P/kw 转矩 T/(Nmm) 转速 n/(r/min) 传动比 i 2.2 1.47104 1430 1 轴 2.178 1.455104 1430 20 轴 1.708 2.28105 71.5 2.385 轴 1.64 5.22105 30 6 （ ZCuSn10P1） ,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰
9、铸铁 （ HT100） 制造。 4.3 按齿面接触强度设计 根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为 3 22 )( HEZZKTa 4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩 按 1Z =2，估值效率为 2 0.8，则 mm2 2 8 1 3 1n1055.9 2262 NPT4.3.2 确定载荷系数 因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数 K =1.3，由表 11-5 选取使用系数 AK =1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数VK =1.05，则 K= K AK VK =1.3 1.15 1.05=1.57 4.3.3
10、确定弹性影响系数 EZ 和 Z 因为选用的是 锡磷青铜（ ZCuSn10P1） 的蜗轮和 45 刚蜗杆相配，故EZ MPa160 ； 先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为 ad1 =0.35， 从图11-18 中查得 Z =2.9。 4.3.4 确定许用接触应力 H 根据蜗轮材料为锡磷青铜（ ZCuSn10P1） ，金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从表 11-7 查得蜗轮的基本许用应力 H =268MPa。 应力循环次数 81003.1)300810(5.71160 N 寿命系数 747.01003.1 10887 HNK ，则 7 H = HNK H =0.747 268=20
11、0MPa 4.3.5 计算中心距 a 3 22 )( HEZZKT = mmmm 38.124200 9.216010283.275.13 25 取中心距 a=125mm，因为 1i =20，故从表 11-2 中选取模数 m=5mm，蜗杆分度圆直径 d1=50mm，这时 d1/a=0.4，与假设相近，从图 11-18 中可查得,Z =2.75 Z ，因此以上计算结果可用。 4.4 蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 4.4.1 蜗杆 轴向齿距 Pa=15.7；直径系数 q=10.00；齿顶圆直径1ad=60mm；齿根圆直径1fd=38mm；分度圆直径 1d =50mm；分度圆导程角 =arctan
12、qz1=arctan102 =11.31；蜗杆 轴向齿 厚 as =7.85mm，蜗杆法向齿厚 mm7.7sn 。 4.4.2 蜗轮 蜗轮齿数： 2z =41；变位系数 2x =-0.500 验算传动比： 1i =12zz =20.5，这时传动误差为 %5.2%1 0 020 20-5.20 是允许的 蜗轮分度圆直径 ： mmmzd 20541522 蜗轮喉圆直径： 2ad = 2d + 22ah =205+2 2.5=210mm 蜗轮齿根圆直径：2fd= 2d +22fh=205-27=188mm 蜗轮咽喉母圆半径：2gr=a-221ad =125-21 210=20mm 4.5 校核齿根弯
13、曲疲劳强度 FFaF YYmdd KT c o s53.1 221 2 8 当量齿数 vaz = 48.43)31.11( c o s 41c o s 332 z根据 2x =-0.5， vaz =43.48，从图 11-19 中可查得齿形系数 2FaY 2.87 螺旋系数 Y = 9 1 9 2.01 4 031.1111 4 01 许用弯曲应力 F =/F FNK 从表 11-8 中查得由 ZCuSn10P1 制造的蜗轮的基本许用弯曲应力 /F =56MPa 寿命系数 5 9 7 5.01003.1 1010 9 869 6 NK FNF =/F FNK =560.5975=33.46MP
14、a 所以 F =YYmdd KT Fan 221 253.1= M P a34.279192.087.2520550 22830057.153.1 F F ,弯曲强度校核满足要求。 4.6 验算效率 )t an (t an9.095.01v 已知 =11.31， v =vfarctan， vf 与相对滑移速度 sv 有关 smndvs 8.39 8 4 3.01 0 0 060 1 4 3 050c o s1 0 0 060 11 从表 11-18 中用插值法查得 vf =0.0246， v =1.242 代入上式得 83.0)t a n (t a n)96.095.0(1 v 大于原估计值
15、0.8，因此不用重算。 9 第 5 章 齿轮传动的设计计算 5.1 选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数 按第一章的传动方案图，选用直齿圆柱齿轮；推料机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB10098-88）；由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 刚（调质），硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS；选择小齿轮的齿数为 20，大齿轮则为 1.88 20=37.6，取大齿轮齿数为 38. 5.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即 3 211 )(132.2 HEdt ZuuKTd 5.2
16、.1 确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 tK =1.3，计算小齿轮传递的转矩 mm1028.25.71 7 0 8.11055.9n1055.9 562261 NPT，由表 10-7 选取齿宽系数d =1，由表 10-6查得材料的弹性影响系数 218.189 M P aZE ， 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =600 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限2limH =550 MPa；由式 10-13 计算应力循环次数。 小齿轮的应力循环次数为： N1= 8h1 1003.13 0 010815.7160jn60 ）（L ， 大齿轮的应力循环次数为： N2= 72 1032.4)3 0 0108(1306060 hjLn 由图 10-19 取接触疲劳寿命 系数1NHk=0.90, 2NHk=1.0；计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%， 安全系数 S=1，由式（ 10-12）得 M P aSK HHNH 5401 6009.0 1l i m11 a5501 5500.1 2l i m22 MPSK HHNH 5.2.2 计算
