资源描述
《机械设计基本课程设计阐明书》
学 号：
姓 名：
指引教师：
20XX-X -XX
前 言
机械设计课程是设在机械制图，机械原理，机械设计之后一门必修课。综合考察学生对前序课程掌握及综合创新能力。通过对一种机械系统总体设计使学生在实践中对机械系统各个构成某些，所学过理论知识，设计过程基本环节和基本原理均有了较深层次结识。与此同步，可以充分发挥学生创新能力。
作为机械传动核心，减速器设计无疑是至关重要。课程设计中也充分突出了其重要性。本课程设计是环绕对减速器设计展开。从主体部件——齿轮，到轴，到箱体，到油标，油塞，到吊环等设计，甚至螺栓，轴承选取，都严格按照工程设计规定展开，不放过一种细节。每一种设计都做到有原则可依，有原理可循。
本设计是搓丝机传动装置设计。通过训练，不但使学生牢固掌握了基本知识，掌握了基本技能，熟悉了机械设计全过程，还能体会到机械设计制造在国民经济中基本性地位。
目录
机械设计课程设计任务书………………………………………………………………………（3）
传动方案拟定…………………………………………………………………………………（4）
传动装置设计……………………………………………………………………………………（5）
Ｖ带传动设计……………………………………………………………………………………（9）
齿轮传动设计………………………………………………………………………………（11）
Ⅰ轴设计……………………………………………………………………………………（21）
Ⅱ轴设计……………………………………………………………………………………（25）
Ⅲ轴设计……………………………………………………………………………………（28）
键校核………………………………………………………………………………………（31）
附表—构造设计………………………………………………………………………………（34）
参照资料………………………………………………………………………………………（36）
设计任务书
设计题目：搓丝机传动装置设计
（一） 设计规定
（1） 该机用于加工轴辊螺纹，基本构造如上图所示。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑块上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块向后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致螺纹。搓丝板共两对，可同步搓制出工件两端螺纹。滑块往复运动一次，加工一种工件。
（2） 室内工作，生产批量为5台。
（3） 动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。
（4） 有效期限为，大修期为3年，双班制工作。
（5） 专业机械厂制造，可加工7、8级精度齿轮、蜗轮。
（二） 原始技术数据
最大加工直径
/mm
最大加工长度
/mm
滑块行程
/mm
搓丝动力
/kN
生产率
/（件/min）
8
180
320
8.5
32
传动方案拟定
依照系统规定可知：
① 需要机构具备急回特性。
② 要有运动形式转换功能，即单向持续转动→往复直线运动。
依照上述规定，可以选取若干机构组合成各种机构系统，现列出如下方案加以比较，在所有方案中齿轮1、2可看作传动某些最后一级齿轮。
方案1：
方案2：
方案1采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程一半，故机构尺寸较小，构造简洁。运用曲柄和连杆共线，滑块处在极限位置时，可得到瞬时停歇功能。同步该机构能承受较大载荷。
方案2采用凸轮机构，该机构随能满足运动规律，然而系统规定滑块行程为300～320mm，因而凸轮径向尺寸较大，于是其所需要运动空间也较大，同步很难保证运动速度平稳性。
综合分析可知：方案1最为可行。
传动装置设计
一、 机构设计简图
二、 各某些功能
1、 动力装置：选取适当电动机，动力源为三相交流380/220V，电动机单向运转，载荷较平稳。
2、 传动装置：因传动比较大，故采用两级传动减速，为使传动更平稳，在加一级带传动。
3、 执行装置：曲柄滑块机构，有急回特性，可提高生产率。
三、 工作流程
开动电动机，通过皮带传到1轴，通过两级减速，由3轴输出，带动曲柄滑块机构，使滑块（搓丝板）水平运动进行搓丝。
执行机构设计
本设计是要将旋转运动转换为往复运动，因此连杆机构、凸轮机构、齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，因此还是连杆机构更适当某些。依照设计规定，工作机应当带动上搓丝板，且构造应当尽量简朴，因此选取曲柄滑快机构。
可设压力角为，，代入直角三角形得，
在直角三角形和中列方程得
即
解得L1=152.38
三、电动机选取和运动、动力参数计算
1、电动机选取
选取类型
采用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V
（1） 选取容量
V带传动：
一对轴承：
二级圆柱齿轮：
摩擦传动：
曲柄滑块：
总传动率：
公称搓动力：F=8500N
滑快平均速度：
电动机功率：
载荷平稳，电动机额定功率略不不大于即可，取=4kw。
（2） 拟定电动机转速
曲柄转速=32r/min
拟定传动比范畴： V带传动比范畴；二级齿轮传动比范畴,电动机转速范畴
在有关手册中查阅符合这一转速范畴电机，综合考虑总传动比，构造尺寸及成本选用电动机型号定为Y132s-4，其技术数据如下表：
同步转速
r/min
满载转速
r/min
额定功率
kW
1500
1440
5．5
2.2
2.2
分派传动比
a) 计算总传动比：
b) 分派减速器各级传动比：
若V带传动比取，则减速器传动比为
取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比为
则低速级传动比为
3、计算传动装置运动和动力参数
a）、计算各轴转速
电机轴：
1轴：
2轴：
3轴：
b)、计算各轴输入功率
电机轴：
1轴：
2轴：
3轴：
c)、计算各轴输入转矩
电动机输出转矩：
1轴：
2轴：
3轴：
将运动和动力参数计算成果进行整顿并列于下表：
轴名
功率比P / kW
转矩T /N·m
转速
nr/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴
4.262
28.265
1440
3
0.96
1轴
4.092
81.414
480
4.583
0.96
2轴
3.929
358.26
104.735
3.273
0.96
3轴
3.773
1126.0
32.000
四、传动零件设计及校核
1、V带传动
设计项目
计算内容
计算成果
1、拟定计算功率
工作状况：每天工作16小时，载荷较平稳，交流异步重载。由表34.1取
计算功率：
2、拟定带型
由查表31-15取A型传动带
取A型
3、拟定带轮直径和带速
由表31.3a取小带轮直径，由A型，取
大带轮直径：
大带轮转速：取ε=1%，=370mm
取原则值
由得
设计项目
计算内容
计算成果
查表31.2取原则值
（3）、求实际中心距a
5、小带轮包角α
6、拟定带根数z
由表31.3a得
查表31.3b得单根v带额定功率增量
由表31.9查得包角修正系数
由表31.2查得带长修正系数
取根
7、拟定v带初拉力
由表31.1得
带速
8、计算作用在轴上力
2、齿轮设计
a) 高速级齿轮设计
设计项目
计算内容
计算成果
1、选取材料精度级别
斜齿轮啮合好，且可以抵消一某些蜗杆轴向力，减少轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB～286HB，平均取260HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度为229HB～286HB，平均取240HB。
8级精度
2、初步估算小齿轮直径
采用软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径：
由附录A表A1取，
初取 u=4
转矩
由表27.11查取
查图27-24：接触疲劳极限
取
中较小值
3、拟定基本参数
校核圆周速度v和精度级别
查表27.1 8级精度合理
拟定齿数：
取
8级精度合理
设计项目
计算内容
计算成果
拟定模数：
查表27.4取
拟定螺旋角：
小齿轮直径：
大齿轮直径：
初步尺宽：
4、校核齿面接触疲劳强度
1）计算齿面接触应力
查图27-17非变位斜齿轮
查表27.11弹性系数
重叠度系数：
由表27.5
设计项目
计算内容
计算成果
无变位，端面啮合角
螺旋角系数：
使用系数查表27.6，取
动载系数查图27-5，取
齿间载荷分派系数：查表27.7
设计项目
计算内容
计算成果
齿向载荷分派系数：，由表27.8
非对称支撑，8级精度
齿面接触应力：
2）计算许用接触应力：
接触强度寿命系数：由图27-23
齿面工作硬化系数：
接触强度尺寸系数：
查表27.15
润滑油膜影响安全系数：
由表27.14查最小安全系数
设计项目
计算内容
计算成果
许用接触应力：
3）验算
合格
5、拟定传动重要尺寸
中心距
圆整取
精准螺旋角：
齿宽
6、齿根弯曲疲劳强度计算
1）计算齿根弯曲应力、、同前
查图27-8得
齿型系数：查图27-19非变位
应力修正系数：查图27-20
重叠度系数
螺旋角系数：查图27-21
2）计算许用弯曲应力
由图27-24c
有表27.14
由图27-26得
由图27-25得
取
3）校核
合格
b）、低速级齿轮
设计项目
计算内容
计算成果
1、选取材料精度级别
斜齿轮啮合好，且可以抵消一某些蜗杆轴向力，减少轴承轴向负荷，故选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用40Cr，调质解决，硬度241HB～286HB，平均取250HB，大齿轮用45钢，调质解决，硬度为229HB～286HB，平均取250HB。
8级精度
2、初步估算小齿轮直径
采用软齿面传动，按齿面接触疲劳强度初步估算小齿轮分度圆直径：
由附录A表A1取，
初取
转矩
由表27.11查取
查图27-22b：接触疲劳极限
取
取中较小值
3、拟定基本参数
校核圆周速度v和精度级别
查表27.1 8级精度合理
拟定齿数：
取
拟定模数：
取
拟定螺旋角：
小齿轮直径：
大齿轮直径：
初步尺宽：
8级精度合理
4、校核齿面接触疲劳强度
1）计算齿面接触应力
查图27-16非变位斜齿轮
查表27.11弹性系数
设计项目
计算内容
计算成果
重叠度系数：
由表27.5
无变位，端面啮合角
螺旋角系数：
设计项目
计算内容
计算成果
使用系数查表27.6，取
动载系数查图27-5，取
齿间载荷分派系数：查表27.7
齿向载荷分派系数：，由表27.8
对称支撑，8级精度
许用接触应力：
3）验算
合格
设计项目
计算内容
计算成果
5、拟定传动重要尺寸
中心距
圆整取
精准螺旋角：
齿宽
校核齿根疲劳强度
3）校核
合格
3、轴设计
a) 高速轴设计
1、选取材料、热解决
为齿轮轴，材料选取与齿轮相似，为45#钢，调质解决，217~255HB
计算项目
计算内容
计算成果
2、按扭转强度估算轴径
查表26-2取C=112
有一种键，扩大7%
3、初步设计轴构造
初选深沟球轴承6207
设计图
4、轴空间受力分析
圆周力：
5、支反力及弯矩计算
径向力：
轴向力：
带传动对轴作用力：
1）、水平面支反力及弯矩计算
40266.5
计算项目
计算内容
计算成果
各自弯矩图：
合成弯矩
合成弯扭图
40266.51
2）、垂直面支反力及弯矩计算
计算项目
计算内容
计算成果
6、转矩图
7、进行弯扭强度校核
转矩按脉动循环考虑有：α= [σ-1b]/ [σ0b]=0.59。由表26-2查得σb=650MPa，由表26-4查得[σ-1b]= 60 MPa,[σ0b]=102.5 Mpa，
ＭeC =(ＭC2 + αT2)1/2=152028.36Nｍ
则
安全。
MeC=152028.3Nｍ
8. 校核滚动轴承寿命
①求轴承所受力
②求当量动载荷
ＦrB = (ＦBV2 +ＦBH2) 1/2=1055.35N
ＦrA = (ＦAV2 +ＦAH2) 1/2=757.125N
6207轴承
寿命
预期寿命
合格
b) 中间轴设计
计算项目
计算内容
计算成果
1、选取材料、热解决
材料选取与齿轮相似，为45#钢，调质解决，217~255HB
2、按扭转强度估算轴径
查表26-2取C=112
有两个键，扩大10%
3、初步设计轴构造
初选深沟球轴承6210
4、轴空间受力分析
圆周力：
Ｆt1=2T/d1 =11556.77N
Ｆt2=2T/d2 =8738.05 N
径向力：
Fr1=Ft1×tanαn/cosβ1= 4381.58N
Fr2=Ft2×tanαn/cosβ2= 3312.90N
轴向力：
Fa1=Ft1×tanβ1= 3200.63N
Fa2=Ft2×tanβ=2368.01N
计算项目
计算内容
计算成果
5、支反力及弯矩计算
各自弯矩图
1）、水平面支反力及弯矩计算
ＦAH =1186.57N
ＦBH =Ｆr1+Ｆr2-ＦAH = 6507.91 N
Ｍ′HC=ＦAH×51 = 60515.07 Nｍ
Ｍ″HC = 5Nｍ
2）、垂直面支反力及弯矩计算
ＦAV =3297.4N
ＦBV =Ｆt1+Ｆt2-ＦAV=479.75N
3）、合成弯矩图
ＭC = （ＭVC2 +Ｍ″HC2）1/2
= 53240.93
ＭD = （ＭVD2 + Ｍ″HD2）1/2
= 50515.1
ＦAH =1186.57N
ＦBH = 6507.91 N
设计项目
计算内容
计算成果
6、转矩图
7、进行弯扭强度校核
则：
α= 65/110 = 0.59
转矩按脉动循环考虑有：α= [σ-1b]/ [σ0b]。由表26-2查得σb=650MPa，由表26-4查得[σ-1b]= 65 MPa,[σ0b]=110 Mpa，
ＭeC = (ＭC2 + αT2)1/2 则
<65 <65
，因此能符合规定。
8、校核滚动轴承寿命
=1.3
ＦBr =13319.76 N ＦAr =6608.23 N
选用6210轴承
依照规定Ｌ10h应满足不不大于三年，即＞365×3×16 = 17520 h,由计算成果可知：所用轴承满足规定。
合格
c) 低速轴设计
计算项目
计算内容
计算成果
1、选取材料、热解决
为齿轮轴，材料选取与齿轮相似，为45#钢，调质解决，217~255HB
2、按扭转强度估算轴径
查表26-2取C=112
有两个键，扩大10%
3、初步设计轴构造
初选深沟球轴承6213
4、轴空间受力分析
圆周力：
径向力：
轴向力：
计算项目
计算内容
计算成果
5、支反力及弯矩计算
各自弯矩图
1）、水平面支反力及弯矩计算
2）、垂直面支反力及弯矩计算
6、转矩图
7、求当量弯矩
由表26. 1
由表26.3
计算项目
计算内容
计算成果
应力矫正系数
Ｍ′HC=1079500 Nmm
Ｍ″HC =146751.54Nmm
=112321.7N.mm
=212342.46N.mm
则由得
安全
设计项目
计算内容
计算成果
8. 校核滚动轴承寿命
选用6213轴承
e=0.22
Fr1=17617.43N
Fr2=2767.7N
由表34.6得
当量动载荷
寿命
预期寿命
合格
5、键选取与校核
a）高速轴大带轮键选取与校核
设计项目
计算内容
计算成果
1、键选取及参数
为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册p122得时，应选用键
2、挤压应力校核
由表33.1得
合格
3、许用切应力校核
由《机械零件设计问题解析》p102表4-1查得
合格
b）中间轴键选取与校核
设计项目
计算内容
计算成果
1、键选取及参数
为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册p122得时，应选用键
2、挤压应力校核
由表33.1得
合格
3、许用切应力校核
由《机械零件设计问题解析》p102表4-1查得
合格
c）低速轴键选取与校核
设计项目
计算内容
计算成果
1、键选取及参数
为静联接，选用普通平键A型（圆头）。查课程设计手册p122得
，应选用键
应选用键
2、挤压应力校核
由表33.1得
合格
3、许用切应力校核
由《机械零件设计问题解析》p102表4-1查得
合格
五、减速器机体各某些构造尺寸
名称
符号
减速器型式及尺寸/
箱座壁厚
考虑锻造工艺，壁厚取
箱盖壁厚
考虑锻造工艺，壁厚取
箱座凸缘厚度
取=15mm
名称
符号
减速器型式及尺寸/
箱盖凸缘厚度
取为=15mm
箱座底凸缘厚度
取=24mm
地脚螺钉直径
取
地脚螺钉数目
取
轴承旁联接螺栓直径
箱盖与箱座联接螺栓直径
取
联接螺栓间距
轴承端盖螺钉直径
窥视孔盖螺钉直径
取
定位销直径
取
名称
符号
减速器型式及尺寸/
螺栓扳手空间与凸缘宽度
安装螺栓直径
至外箱壁距离
13
18
22
26
至凸缘边距离
11
16
20
24
沉头座直径
20
26
32
40
轴承旁凸台半径
凸台高度
外箱壁之轴承座端面距离
取
大齿轮顶圆与内机壁距离
取
齿轮轮毂端面与内机壁距离
取
箱盖箱座肋厚
、
轴承端盖外径
取
名称
符号
减速器型式及尺寸/
轴承旁联接螺栓距离
六、润滑和密封形式选取
1、齿轮润滑
在减速器中，采用浸油润滑，由表6-75，选用全损耗用油，用于齿轮传动润滑。浸油深度普通规定为中间轴大齿轮一种齿高，但不高于低速轴齿轮分度圆半径1/3。
2、滚动轴承润滑
两对轴承处零件轮缘线速度均不大于，因此应考虑使用油脂润滑，但应对轴承处值进行计算。值不大于时宜用油脂润滑；否则应设计辅助润滑装置。
三对轴承处值分别为：，
，
，
均不大于，因此可以选取油脂润滑。采用脂润滑轴承时候，为避免稀油稀释油脂，需用挡油板将轴承与箱体内部隔开。在选用润滑脂牌号时，依照手册查得惯用油脂重要性质和用途。由于本设计减速器为室内工作，环境普通，不是很恶劣，因此轴承选用通用锂基润滑脂SY7324-87，它合用于宽温度范畴内各种机械设备轴承，选用牌号为润滑脂。
3、密封形式选取
为防止机体内润滑剂外泄和外部杂质进入机体内部影响机体工作，在构成机体各零件间，如机盖与机座间、及外伸轴输出、输入轴与轴承盖间，需设立不同形式密封装置。对于无相对运动结合面，惯用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴密封，则需依照其不同运动速度和密封规定考虑不同密封件和构造。本设计中由于密封界面相对速度不是很大，采用接触式密封，输入轴与轴承盖间V <3m/s，采用粗羊毛毡封油圈，输出轴与轴承盖间也为V <3m/s，故采用粗羊毛毡封油圈。
七、其她技术阐明
①减速器装配前，必要按图纸检查各个某些零件，然后需用煤油清洗，滚动轴承用汽油清洗，内壁涂刷抗机油浸蚀涂料两次。
②在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。
③轴承部位油脂填入量要不大于其所在轴承腔空间2/3。
④减速器润滑剂在跑合后要及时更换，另一方面应当定期检查，半年更换一次。润滑轴承润滑脂应定期添加。
⑤在机盖机体间，装配是涂密封胶或水玻璃，其她密封件应选用耐油材料。
⑥对箱盖与底座结合面禁用垫片，必要时可涂酒精漆片或水玻璃。箱盖与底座装配好后，在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转中不许结合面处有漏油渗油现象。
⑦减速器装配完毕后要进行空载实验和整机性能实验。
空载实验：在额定转速下正反转各1～2小时，规定运转平稳、声响均匀、各联接件密封处不得有漏油现象。
负载实验：在额定转速及额定载荷下，实验至油温不再升高为止。普通，油池温生不得超过，轴温升不得超过。
⑧搬动减速器应用底座上钓钩起吊。箱盖上吊环仅可用与起吊箱盖。
⑨机器出厂前，箱体外表面要涂防护漆，外伸轴应涂脂后包装。运送外包装后，要注明放置规定。
八、参照文献
《机械设计综合课程设计》 机械工业出版社 王之栎 王大富 主编
《机械设计基本下册》 北京航空航天大学 吴瑞祥 主编
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