机械设计说明书.doc

一、电动机的选择与计算
1、电动机类型的选择
电动机类型根据动力源和工作条件，选用Y 系列三相异步电动机
2、电动机功率的选择
(1) 卷筒的输出功率： = F*v/1000 = 2000*0.9 / D = 1.8（KW）
(2) 卷筒的转速：= (V*60*1000) / πD r/min = 58 r/min
(3) 电动机输出功率：Pd = Pw /η
确定从动机到工作机之间总效率η。由表查得联轴器、滚动轴承、圆柱齿轮传动、卷筒器的效率分别为 = 0.99， = 0.99， = 0.96， = 0.98，则传动装置的总效率为：η= * = 86%
则 电动机输出功率Pd = Pw /η= 1.8 / 0.86 = 2.09（KW）
电动机的额定功率= 2.2（KW）
3、 电动机转速的范围：= * i = 58 * ( 8 ~ 40 ) = 464 ~ 2320rpm
i为减速器的传动比i = 8 ~ 40
4、电动机型号的确定：
根据Pd = 2.09（KW），= 464 ~ 2320rpm选择电动机。
查《机械设计课程设计》表20-1（P196）符合的电动机有750rpm 1000 rpm 1500 rpm
其技术数据如下：
分类
型号
额定功率KW
同步转速rpm
满载转速rpm
电机品质Kg
总传动比
方案一
Y132S-8
2.2
750
710
63
12.24

方案二
Y112M-6
2.2
1000
940
45
16.21
方案三
Y1001-4
2.2
1500
1420
34
24.48
方案三，质量轻，但传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高结构不紧凑，故不可取。方案一，二相比，综合考虑电机质量，传动装置外廓尺寸，总传动比，选用方案二。
根据表20-1选择电动机。选用M—6，其额定功率为2.2 KW,同步转速为1000 r/min，满载转速为940 r/min。
二、传动装置的运动及动力参数的选择及计算
1、传动比：
总传动比：= /= 16.21 所以减速器的传动比i = = 16.21
高速级、低速级传动比= = 4.764 = i /= 3.403
注：0轴为电动机轴，1轴为高速轴，2轴为中间轴，3轴为低速轴，4轴为卷筒轴
2、各个轴的转速计算
== 940 r/min
== 940 r/min
=/= 197.3 r/min
=/= 58.0 r/min
== 58.0 r/min
3、各轴的输入功率计算
== 2.2（KW）
= *= 2.18（KW）
= **= 2.07（KW）
= **=1.97（KW）
= **= 1.93（KW）
4、各轴的输入转矩计算
= 9550/= 22.4(N·m)
= 9550/= 22.15(N·m)
= 9550/= 100.2(N·m)
= 9550/= 324.4(N·m)
= 9550/= 317.8(N·m)
将结果汇总如下：
项目
转速rpm
输入功率KW
转距N·m
电动机轴
940
2.2
22.4
高速轴
940
2.16
22.15
中间轴
197
2.05
100.2
低速轴
58
1.95
324.4
三、齿轮的设计计算
1、高速轴与中间轴之间的齿轮配合
（1）选择材料及确定许用应力
小齿轮用合金钢结构40MNB调质，齿面硬度为260HBS，查《机械设计基础》表11-1
= 700 Mpa ，= 240Mpa 。
大齿轮用合金钢结构35siMN调质，齿面硬度为225HBS，查《机械设计基础》表11-1
= 540 Mpa，= 180 Mpa。
最小安全系数= 1.1，= 1.3。
=/= 636 Mpa
=/= 491 Mpa
=/= 185 Mpa
=/= 138 Mpa
(2)按齿面接触疲劳强度计算
设齿轮按8级精度制造,取载荷系数K= 1.4，齿宽系数= 0.4。
小齿轮上的转矩T == 22150(Nmm), 齿数比u = 4.764。
中心距a(u + 1) = 113.2mm
齿数= 25，则= u = 119。故实际传动比i= 119/25= 4.76。
模数m == 1.57, 查《机械设计基础》表4-1，取模数m = 2mm
确定中心距a = = 144mm,圆整后a = 145mm。
齿宽b =a = 0.4*145 = 58mm
故= 60mm，= 55mm （圆整后，为补偿安装误差通常使小齿轮宽）
（3）验算齿轮弯强度
查《机械设计基础》图11-9，齿形系数= 2.75 ,= 2.17
按最小齿宽验算齿轮弯曲疲劳强度
= = 31.01 Mpa <= 185 Mpa 安全
= = 24.47 Mpa < = 138 Mpa 安全
(4)齿轮的圆周速度
V = = 2.46 m/s
可知选用8级精度制造是合宜的，验算合用。
2、高速轴与中间轴之间的齿轮配合
（1）选择材料及确定许用应力
小齿轮用合金钢结构40MNB调质，齿面硬度为260HBS，查《机械设计基础》表11-1
= 700 Mpa ，= 240Mpa 。
大齿轮用合金钢结构35siMN调质，齿面硬度为225HBS，查《机械设计基础》表11-1
= 540，= 180。
最小安全系数= 1.1，= 1.3。
=/= 636 Mpa
=/= 491 Mpa
=/= 185 Mpa
=/= 138 Mpa
(2)按齿面接触疲劳强度计算
设齿轮按8级精度制造,取载荷系数K= 1.4，齿宽系数= 0.4。
小齿轮上的转矩T == 100200(Nmm), 齿数比u = 3.403。
中心距a(u + 1) = 159.98mm
齿数= 30，则= u = 102。故实际传动比i= 102/30= 3.4。
模数m == 2.42, 查《机械设计基础》表4-1，取模数m = 2.5mm
确定中心距a = = 165mm,圆整后a = 165mm。
齿宽b =a = 0.4*145 = 66mm
故= 70mm，= 65mm （圆整后，为补偿安装误差通常使小齿轮宽）
（3）验算齿轮弯强度
查《机械设计基础》图11-9，齿形系数= 2.60 ,= 2.19
按最小齿宽验算齿轮弯曲疲劳强度
= = 59.85 Mpa <= 185 Mpa 安全
= = 50.41Mpa < = 138 Mpa 安全
(4)齿轮的圆周速度
V = = 0.77 m/s
可知选用8级精度制造是合宜的，验算合用。
四、轴的直径计算及校核
(一)、轴直径的计算
（1）轴1为高速轴，轴的材料为合金钢结构40MNB调质，查《机械设计基础》表14-2，P（245）c取110
因= 2.18（KW），= 22.15(N·m)，= 940 r/min。
轴直径d，d14.5mm.，按单键配合d= (1+0.04)*14.5 = 15.08mm
联轴器型号尺寸的确定
K = 1.4，= 22.15(N·m)。= K*，1.4*22.15 = 31.01
查《机械设计课程设计》表17-2，P（162）
选联轴器，其轴孔直径为18mm，所以轴1的直径d为18mm。
采用齿轮轴结构，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，轴的结构尺寸如下图：

（2）轴2为中间轴，轴的材料为合金钢结构40MNB调质，查《机械设计基础》表14-2，P（245）c取110
因= 2.07（KW），= 100.2(N·m)，= 197.3 r/min
轴直径d，d24.08mm.，按单键配合d= (1+0.04)*24.08 = 25.04mm
查《机械设计课程设计》表15-3，P（145）
选轴承6308其轴径为35mm，所以轴2的直径d为35mm。
根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，轴段直径和长度，其中轴颈、轴的结构尺寸应与轴上零件的结构尺寸联系起来考虑，轴的结构尺寸如下图:

（3）轴3为低速轴，轴的材料为合金钢结构40MNB调质，查《机械设计基础》表14-2，P（245）c取110
因=1.97（KW），= 324.4(N·m)，= 58.0 r/min
轴直径d，d35.6mm.，按单键配合d= (1+0.04)*35.6= 37.02mm
联轴器型号尺寸的确定
K = 1.4，= 324.4(N·m)。= K*，1.4*324.4 =454.16
查《机械设计课程设计》表17-2，P（162）
选联轴器，其轴孔直径为45mm，所以轴3的直径d为45mm。
采用齿轮轴结构，根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，轴的结构尺寸如下图：

（二）、轴的校核

1、高速轴的校核

I-I

II-II
1 2
a b c

水平简图（a）

I-I

II-II
1 2
a b c

垂直简图（b）

II-II

合成弯距图（c）

II-II

转距图（d）

当量弯距图（e）

（1）决定作用在轴上的载荷
周力 == 886 N
径向力==318.96 N
（2）水平简图如（a）
支撑反力= = 614.18 N，= = 271.82 N
截面I-I的弯矩= *a = 40228.79 Nmm
垂直面中的计算简图如（b）
支撑反力= = 221.11 N, = = 97.85 N
截面I-I的弯曲力矩= *a = 14482.71 Nmm
合成弯矩= = 42756 Nmm
从以上图中可知，截面I-I弯矩值最大，II-II截面承受纯扭矩，故决定直径时，应根据这两个截面进行计算。
已知轴的材料为合金钢结构40MNB调质, 查《机械设计基础》表14-3，P（246）可知
= 1000 Mpa, = 80 Mpa,= 140 Mpa
则= = 0.57
轴截面I-I处的当量弯矩 = = 44581 Nmm
轴截面II-II处的当量弯矩 = = 1262.5 Nmm
故截面I-I处直径 = = 17.73mm,由于此处为齿轮轴,齿轮的全齿高 h =4.5mm,此处的轴径为- h = 39.5mm,17.73mm < 39.5mm, 合格
截面II-II处直径 = = 11.64mm, 11.64 < 18mm, 合格
2、中间轴的校核

I-I II-II

1 2
a b c

水平简图（a）

I-I II-II

1 2
a b c

垂直简图（b）

合成弯距图（c）

转距图（d）

当量弯距图（e）

（1）决定作用在轴上的载荷
圆周力 = 886 N,= 2672 N
径向力 = 318.96 N,= 961.92 N
（2）水平面中的计算简图如（a）
支撑反力= = 1481.64 N
= = 2061.49 N
截面I-I的弯矩= *a = 97047.42 Nmm
截面II-II的弯距= *c = 145335.06 Nmm
垂直面中的计算简图如（b）
支撑反力= =538.74 N
= = 742.14 N
截面I-I的弯曲力矩 = *a = 35287.47 Nmm
= (b+c)- b = 35287.92 Nmm
截面II-II的弯曲力矩 = (a+b)- b = 52320.42 Nmm
= c = 52320.87 Nmm
截面I-I的合成弯矩= = 103263 Nmm
= = 103263 Nmm
截面II-II的合成弯矩= = 154465 Nmm
= =154465 Nmm
已知轴的材料为合金钢结构40MNB调质, 查《机械设计基础》表14-3，P（246）可知= 1000 Mpa, = 80 Mpa,= 140 Mpa
则= = 0.57
轴截面I-I处的当量弯矩 = = 104032.0 Nmm
= = 12625.5 Nmm
轴截面II-II处的当量弯矩= = 164685.9 Nmm
= = 57114 Nmm
故截面I-I处直径 = = 23.5mm, 考虑I-I处的键槽，轴的直径增加5%后为24.7mm< 45mm, 合格
截面II-II处直径 = = 27.4mm，考虑I-I处的键槽，轴的直径增加5%后为２8.8mm，由于此处为齿轮轴，此处齿轮的全齿高h = 5．625， ２８．８ < ８0-5.625 = 74.375mm, 合格
3、低速轴的校核
I-I

II-II 1 2
c a b
水平简图（a）

I-I

II-II 1 2
c a b

垂直简图（b）

合成弯距图（c）

转矩图（d）

当量弯距图（e）

（1）决定作用在轴上的载荷
圆周力 == 2672 N
径向力== 961.92 N
（2）水平简图如（a）
支撑反力= = 882.32 N，= = 1789.68 N
截面I-I的弯矩= *a = 126171.76 Nmm
垂直面中的计算简图如（b）
支撑反力= = 371.64 N, = = 644.28 N
截面I-I的弯曲力矩= *a = 45422.52 Nmm
合成弯矩= = 134098 Nmm
从以上图中可知，截面I-I弯矩值最大，II-II截面承受纯扭矩，故决定直径时，应根据这两个截面进行计算。
已知轴的材料为合金钢结构40MNB调质, 查《机械设计基础》表14-3，P（246）可知= 1000 Mpa, = 80 Mpa,= 140 Mpa
则= = 0.57
轴截面I-I处的当量弯矩 = = 145754 Nmm
轴截面II-II处的当量弯矩 = = 57114 Nmm
故截面I-I处直径 = = 26.3mm, 考虑I-I处的键槽，轴的直径增加5%后为27.6mm< 70mm, 合格

截面II-II处直径 = = 19.26mm, 考虑I-I处的键槽，轴的直径增加5%后为20.2mm< 45mm, 合格

五、键连接的选择及计算
1、高速轴
d = 18mm处，查《机械设计课程设计》表14 -1，P（140）选用键6*28GB1096-79
= = 29.29 Mpa 100 Mpa =
P = = 29.29 Mpa 40 Mpa = 合适
2、中间轴
d = 45mm处，查《机械设计课程设计》表14 -1，P（140）选用键14*45GB1096-79
= = 21.99 Mpa 100 Mpa =
P = = 21.99 Mpa 40 Mpa = 合适
3、低速轴
d = 70mm处，查《机械设计课程设计》表14 -1，P（140）选用键20*50GB1096-79
= = 30.90Mpa 100 Mpa =
P = = 30.90 Mpa 40 Mpa = 合适
d = 60mm处，查《机械设计课程设计》表14 -1，P（140）选用键6*28GB1096-79
= = 23.54 Mpa 100 Mpa =
P = = 23.54 Mpa 40 Mpa = 合适
六、滚动轴承的选择计算
1、高速轴
由于齿轮受纯径向载荷，所以P = = 318.96 N，且n = = 940 r/min。
计算所需的径向基本额定动载荷值。
=
上式中= 1.1(查表16—9)，= 1 (查表16—8)，对于球轴承=3，且题意要求轴承寿命为五年， 所以= 5*24*365 = 43800h。n = = 940 r/min
则 = 4742.9 N
查《机械设计课程设计》表15 -3，P（144）,得轴承6306的径向基本额定载荷= 20800N，因为〈，故所选6306轴承合用。
2、中间轴
由于齿轮受纯径向载荷，所以P == 961.92 N，且n = =197.3 r/min 。
计算所需的径向基本额定动载荷值。
=
上式中= 1.1(查表16—9)，= 1 (查表16—8)，对于球轴承=3，且题意要求轴承寿命为五年， 所以= 5*24*365 = 43800h。n = = 197.3 r/min
则 = 8500.6N
查《机械设计课程设计》表15 -3，P（144）,得轴承6308的径向基本额定载荷= 25800N，因为〈，故所选6308轴承合用。
3、低速轴
由于齿轮受纯径向载荷，所以P == 961.92 N，且n = = 58.0 r/min
计算所需的径向基本额定动载荷值。
=
上式中= 1.1(查表16—9)，= 1 (查表16—8)，对于球轴承=3，且题意要求轴承寿命为五年， 所以= 5*24*365 = 43800h。n = = 58.0 r/min
则 = 5652.2N
查《机械设计课程设计》表15 -3，P（144）查得轴承6312的径向基本额定载荷= 62800N，因为〈，故所选6312轴承合用
七、.联轴器的选择
由于轴的转速低，传递转矩较大，选用承载能力较高的刚性固定式联轴器——凸缘式联轴器。
1、 高速轴
由K = 1.4，= 22.15(N·m)。= K*，1.4*22.15 = 31.01
查《机械设计课程设计》表17-2，P（162）选型号联轴器，其轴孔直径为18mm。
2、 低速轴
由K = 1.4，= 324.4(N·m)。= K*，1.4*324.4 =454.16
查《机械设计课程设计》表17-2，P（162）选型号联轴器，其轴孔直径为45mm。
八、润滑和密封方式的选择
减速器齿轮选择油润滑，润滑油型号为N220，采用油池润滑，浸油深度为H=124mm。由于各滚动轴承d*n均250000mm. r/min(d为滚动轴承内径，n为转速。)轴承采用脂润滑。
九、箱体及附件的结构设计和选择
1.箱体的选择
箱体有铸造箱体和焊接箱体两种。前者刚性较好，外形美观，易于切削加工，能吸收振动和消除噪声，但重量大，适用于批量生产。后者针对于单体或小批量生产的箱体，采用钢板和焊接而成，箱体壁薄，重量小，材料省，生产周期短但技术含量高。本题传动有轻微振动，考虑到技术性能而采用铸造箱体。
2.箱体的结构尺寸
箱座壁厚：= 0.025 a + 8 取= 10 mm
箱盖壁厚：= 0.02 a + 8 取= 8 mm
箱座、箱盖、箱底座凸缘厚度：b = 15 mm；= 12 mm；= 25 mm
箱盖上的肋厚：m=8.5mm，箱座上的肋厚：m=6.8mm。
地脚螺钉数目、直径：n = 4；= 20 mm
联结螺栓： 轴承旁连接螺栓直径：= 15 mm
箱盖，箱座连接螺栓直径：= 12 mm；其间距L=150-200mm
轴承盖外径：= D + 5 =112 mm；= 120 mm；=180 mm
轴承盖螺钉直径、数目： = 8 mm、n = 4；= 8 mm、n = 4； = 8 mm、n = 6。
视孔盖螺钉直径：= 6 mm
定位销：d(0.7～0.8) = 8 mm
大齿轮顶圆与箱体内壁距离：1.2= 12 mm
齿轮端面与箱体内壁的距离:>=10 mm
十、设计心得
为期十多天的机械设计课程设计结束了，我完成了自己的第一张设计图。虽然设计的时间不长，但每天认真的画图，计算，却是倾注了心血在其中的。通过这十多天的设计，才明白虽然自己之前学的机械设计基础只是机械设计的皮毛，但想真正掌握却也并非易事。
跟同学聊天才发现，大家都认为设计的这段时间虽然很累，确是大学中过的最充实的一段日子。在画图过程中，我不断的犯错，接着又不断地改正。反反复复，终于完成了这张图。在这过程中，我既锻炼了自己的动手能力，又将学过的机械设计基础温习了一遍，使自己的知识得到应用。也许我的设计中还存在着这样那样的错误，但我可以骄傲的说，我努力过了的，以后我会做得更好。

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十一、参考数据：
《机械设计课程设计》 王 昆 高等教育出版社 1995.12
《机械设计基础》 杨可桢 高等教育出版社 2006第五版
《机械设计基础》 杨可桢 高等教育出版社 第四版
《机械设计设计手册》