机械设计课程设计(二级减速器)

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目： 设计者: 学 号: 专业班级: 指导教师:完成日期：2013年6月5日天津理工大学机械工程学院目 录一课程设计的任务 2二电动机的选择 3三传动装置的总传动比和分配各级传动比 4四传动装置的运动和动力参数的计算5五传动零件的设计计算 6六轴的设计、校核 18七滚动轴承的选择和计算 25八键连接的选择和计算 26九联轴器的选择 27十润滑和密封的选择 27十一设计总结29十二参考资料 30课程设计的任务1 设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课 程设计的主要目的是：（1）通过课程设计使学生综合运用机械设计课程

2、及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。（2）通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零 件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。（3）提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计（CAD）能力等，使学生熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2 设计题目：执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成 （详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置原始数据：方案号

3、12345678910分配轴转速n（r/min）60606050505045454545分配轴输入功率P （kw）1.41.31.21.21.11.01.11.00.90.8玻璃瓶单程移距（mr）120115110印花图章上下移距（m）555250定位压块左右移距（m）302520说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；（2）使用期限十年，大修期三年；（3）生产批量：小批量生产（20台）；（4）带传动比i 12 0v=12.640m/si=3.7取z=3根F =49.448NFQ=290.166N2.齿轮传动的设计计算高速级齿轮校核材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度 229

4、HB-286HB,平均240HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度 162HB-217HB,平均190HB计算步骤如下:计算项目计算容计算结果齿面接触疲劳强度计 算1. 初步计算转矩Ti齿宽系数书d接触疲劳极限C Hlim初步计算的许用接触应力C HA值初步计算小齿轮的直 径2. 校核计算齿数Z模数m-_ ,c6PlclL1.074T19.55 109.55 10n1766.349由表 12.13 (p222),取书 d=1 由图 12.17c (p223)H10.9H lim 1 0.9 580H 2.9H lim 2 09 540由表 12.16 (p227)估计 B =15 取 Ad=871

5、T1u 1d1 Ad2 d H U“ J13384.854.711“87 幼 35.631 1 48624.71取 Z1=20, Z2=95d136mncoscos151.739Z12013384.850N.mm书d=1H lim1580MpaHlim2 540MpaH1 522MpaH2 486Mpa Ad=87取 d1=36mm乙=32,乙=95取 m=2mm(p206)计算项目计算容计算结果中心距a螺旋角B小齿轮的直径di大齿轮的直径d2 齿宽b圆周速度vmn(Z1 Z2)2(30 95)a 119.057mm2 cos2cos15mn(z1 Z2)2 (30 95)arccos arc

6、cos2a2 120mnz12 20d1n 141.739( mm)coscos16.598mn z22 95d2n 2198.261(mm)coscos16.598bdd11 41.739取 a=120mmB =16.598 =16 35 53”d1=42mmd2=198.261mm取 b2=45mmb1=55mmv=1.675m/s精度等级v 60 1000841739 7663491.675m/s60 1000选8级精度传动比相对误差使用系数Ka 动载荷系数kv 齿间载荷分配系数计算项目齿向载荷分配系数Kh由表 12.6 (p207).95i 30由表由图由表Ft4.754.71-4.7

7、54.710.85% 5%i=4.75相对误差5%Ka=1.35Kv=1.1(p215)(p216)12.912.912.10 (p217),先求2T1 2 13384.850 641.359(N)KaRd141.7391.35 641.35919.241 N / mm 100 N / mm451.883.2Z1一 cos Z21.883.2 1cos2095bsi n45sin 16.5982mn计算容20COSKhKh2.0461.616 2.0463.662arctantan n cos4749cos cosKfcos1.616A B11.6162.0463.662计算结果arctan

8、tan20 20.797cos16.598/COS2cos16.598cos200.963cos 20.7971.616/0.96321.743a =1.74312.11p21820.6 d；c 10 3b载荷系数K弹性系数Ze节点区域系数Zh重合度系数乙螺旋角系数乙 接触最小安全系数SHmin总工作时间th应力循环次数NL4523Kh1.17 0.16 1()0.61 104541.7391.513K KAKvKh Kh1.35 1.1 1.743 1.5133.916由表 12.12 (p221)由图 12.16 (p222)由式 12.31，因& B 1,取& B =1,故4 =1.51

9、3K=3.916Ze 189.MpaZh=2.41乙=0.787Zb =0.979SHmiri1.05th=58400hN_1=2.7x109Zi41J1J 10.7873丫 1.616ZJCOS/COS6.598 0.979由表 12.14 (p225)th 10 365 8 258400(h)由表 12.15 (p226),Nl1 60 nth 60 1 766.8 5840092.7 10原故计应力循环次数正确。计算项目计算容计算结果接触寿命系数Zn许用接触应力C h验算Nl2 Nl1 /i 2.7 109 /4.755.7 108由图 12.18 (p224)r,H lim 1 Zn1

10、 580 0.96 lcccclu”H1 530.285MpaSh min1.05riHlim 2 ZN2540 O6厂鼻厂h2545.143MpaSH min1 05N_2=5.7x108Zn1=0.96Zn2=1.06C H1=530.285MpaC H2=545.143Mpac h=448.386c h2|齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数Ya：重合度系数Ye :HZe Zh ZZh bd1i189.8 2.41 O.787 0.979448.386Mpa2 3.916 13384.8504.75 14.75V85 83.1492Zv1乙2022.7243 cos3 co

11、s16.598Zv2Z295107.938cos3cos316.598由图12.21(P229)由图12.22(P23O)v1.8813.2(1)cosZv1Zv2=1.883.2(11)cos 16.598 =1.638Zvi=22.724Zv2=107.938YFa1=2.68 YFa2=2.18Ysa1 = 1.66Ysa2=1.82Ye =0.693螺旋角系数Yb22.724107.9380.25 O750.250.750.6931.638Yb =0.862齿间载荷分配系数KfY min10.251 0.250.751时，按1计算1200.862 Y min1-1 何598120计算项

12、目由表12.1O注（p217）计算容计算结果齿向载荷分布系数&载荷系数K:弯曲疲劳极限(T Fmin：弯曲最小安全系数SFmin应力循环次数NL弯曲寿命系数Yn：尺寸系数YX:许用弯曲应力T F验算4.954.326 1.743 Y 1.616 0.708故 Ka =1.743由图 12.14 (p219)b/h=45/(2*2.25)=10, KfP =1.46K KAKvKh Kh1.35 1.1 1.743 1.463.779由图 12.23c(p231)T Fmin1=450Mpa, T Fmin2=370Mpa由表 12.14 (p225)SFmin=1.25由表 12.15 (p2

13、26)NL1 60 nth 60 1 766.8 5840092.7 10原故计应力循环次数正确。NL2 NL1 /i 2.7 109 /4.755.7 108由图 12,24 (p232) Yn1=0.86 , Yn2=0.88由图 12.25 (p232) Y=1r、Flim1 YN1 Yx450 0.86 1 ccccn”._F1 309.6 MpaSFmin1.25r、Flim2 YN2Yx450 0.97 1 一 L F2415.714MpaSFmin1.052KT1F1 _1 Yf31 Ysa1 Y Ybd1mn2 3.779 13384.850 2.68 1.57 0.708 0

14、.86245 41.739 269.153Mpa F1YFa2Ysa22.15 1.82F2F169.153YFa1Ysa12.68 1.5764.311Mpa F2KFa =1.743Kfb =1.46K=3.779T Fmin1=450MpaT Fmin2=370Mpa SFmin=1.25gN_1=2.7x10N_2=5.7x108Yn1=0.86Yn2=0.88YX=1F1 =309.6MpaF1 =415.714MpaT F1 T F1T F21,取&尸1,故Z1-110.771y 3V 1.683ZJcosJCOS5.143 0.983由表 12.14 (p225)th 10 36

15、5 8 258340(h)由表 12.15 (p226),Nl1 60 nth 60 1 162.97 5840085.7 10原故计应力循环次数正确。21.792Khb=1.499K=3.989Ze 189&MpaZh=2.41乙=0.771Zb =0.983Snmi n=1.05t h=58400h82=5.7x10计算项目计算容计算结果接触寿命系数Zn许用接触应力C h验算齿根弯曲疲劳强度计算：齿形系数YFa：应力修正系数YSa：重合度系数丫 :螺旋角系数Yb齿间载荷分配系数KfNl2 Nl1 /i 5.79 108/3.6331.6 108由图 12.18 (p224)r1Hlim1

16、ZN1580 匸06H1585.524MpaSh min1 .05riH lim 2 Z N2 5801.13H2 581.143MpaSH min匸052=1.6x108Zn1=1.06Zn2=1.13C Hl=585.524Mpac h2I=581.143MpaC h=548.119C H2Zv1=33.355Zv2=121.191a1=2.49a2=2.19丫sa1=1.642=1.83Ye =0.692Yb =0.87477；2Ku 1 r nHZEZHZ Z12H V bd1u189.8 2.41 0.771 0.98312 3.989 61705.529 3.633 1 一c 一

17、c J2548.119Mpa65 62.15823.633Z130Zv13_ _3 33.355coscos 15.143Z2109Zv2+ 3 121.191coscos 15.143由图 12.21 (p229)由图 12.22 (p230)1 1v 1.883.2() coszv1zv21 1= 1.883.2( ) cos15.14333.355121 .191Y 0.250.750.250.750.692v1.697Y min 10.251 0.250.75当1时，按1计算、，115.143Y 11-1120 1200.874 Y min由表12.10注(p217)计算项目计算容计算

18、结果齿向载荷分布系数&载荷系数K:弯曲疲劳极限(T Fmin：弯曲最小安全系数SFmin应力循环次数NL弯曲寿命系数Yn：尺寸系数YX：许用弯曲应力T F验算4.3852.9811.792Y 1.683 0.874故 Kra =1.792由图 12.14 (p219)b/h=65/(2*2.25)=14.44, Kfb =1.6KK AKvKh Kh 1.35 1.1 1.792 1.6 4.258由图 12.23c(p231)T Fmin1=450Mpa, T Fmin2=370Mpa由表 12.14 (p225)SFmin=1.25由表 12.15 (p226)Nl1 60 nth 60

19、1 162.97 5840085.7 10原故计应力循环次数正确。Nl2 Nl1 /i 5.7 108/3.6331.6 108由图 12,24 (p232) Yn1=0.88 , Yn2=0.91由图 12.25 (p232) YX=1riF lim 1 YN1 Yx450 0.88 1 o c r nF1】316.8MpaSf min1 .25f2Flim2 丫Nx 370 0.91 1269.36MpaSF min1 .252KT1F1 _1 Yra1 Ysa1 Y Ybd1mn2 4.258 61705.529 2.49 1.64 0.692 0.87465 62.158 2160.6

20、13Mpa F1匕=1.792&b=1.6K=4.258T Fmin1=450MpaT Fmin2=370MpaSFmin=1.258Nl1=5.7x10Nl2=1.6x108Yn1=0.88Yn2=0.91Yf1F1 =316.8Mpa2 =415.714MpaT F1 T F1计算项目计算容计算结果YFa2Ysa2一 c 2.19 1.83F2F1160.613YFaMa12.49 1.64157.628Mpa F2(T F2 (T F2】故满足要求六、轴的设计、校核、高速级轴的设计计算1求轴上的功率、转速、转矩，由之前数据得得到以下数据：3R 1.085 Kw, n1 766.80 r/

21、min,T1 13.499 X 10 N mm2、选轴的材料：初选轴的材料为3、初步计算轴的最小直径d C45钢调质处理，由表16-2得c=112mm1121.085766.8012.5，由于连接带轮需要键连接,则d 12.5 (1 5%) 13.125,又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin =20mm 4、轴的结构设计(已知轴上有两个轴承，一个带轮，一个齿轮，初设结构如下)轴上各段直径的确定：1) d1 =20mm,此轴段与大带轮装配2) d2=22mm为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮左侧制出一轴肩故3) d3=25mm,初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟

22、球轴承。由 轴承产品目录中初步选择6205型轴承，由参考资料得其尺寸为d D B 25mm 52mm 15mm4) d4=28mm,该段轴向固定轴承形成轴肩，所以d4 =da+3o5) d5=41.739mm(分度圆)，并设该轴为齿轮轴。6) de=31mm,该段轴向固定轴承形成轴肩。7) d7 = d3=25mm,初步选择6205型轴承，由参考资料得其尺寸为d D B 25mm 52mm 15mm轴上各段长度的确定：1) li 38mm 查表知大带轮宽为B=40mm为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的 端面上，故此段的长度应比B略小一些，现取h 38mm2) I2 60mm初步估算轴承

23、端盖的总宽度为40mm根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加 润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离l =15mm故取l2 60mm3) I315mm,由轴承 Bo4) l4 102 mm, 1432 B低速小 7 102mm 。5) l555mm,有齿轮装配而定。6) l64mm 轴肩宽度。7) l7 29mm, I7 I挡 B轴承 14 15 29mm二、中间轴的设计计算1、求轴上的功率、转速、转矩，由之前数据得得到以下数据：R 1.053 Kw, n1 162.97 r/min,T1 61.706 X 10 N mm2、选轴的材料：初选轴的材料为 45钢调质处理，由表16-2得c=

24、112mm轴上各段直径的确定 :1) di=25mm,该段安装并固定轴承，初选轴承 6205,由参考资料得其尺寸为d D B 25mm 52mm 15mm2) d2=30mm, 此处安装齿轮 (分度圆直径为 198.261mm)。3) da=38mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07 d，故取h =5mm则轴环处的直 径d3=38mm轴环宽度b 1.4h，取9mm。4) d4 =30，此处安装齿轮 (分度圆直径为 62.158mm)。5) d5=25,该段安装并固定轴承，d5 = di，初选轴承6205,由参考资料得其尺寸为d D B 25mm 52mm 15mm轴上各段长度的确定

25、 :1) l1 41mm li B轴承 323 40mm。2) 1272mm, 12 B高速大齿轮-3=43mm3) 13 9mm,则轴环处的直径d3=38mm轴环宽度b 1.4h,取9mm。4) 14 72mm 14 B 低速大齿轮-3=72mm5) I5 41mm 15 B轴承 323 40mm，修正值为 41mm、低速轴设计计算1求轴上的功率、转速、转矩，由之前数据得得到以下数据：R 1.022 Kw, n1 45.02 r/min,T( 216.795 X 10 N mm2、选轴的材料：初选轴的材料为 45钢调质处理，由表16-2得c=112mm31.713mm ,由于连接需要双键连接

26、,dmin =40mm3、初步计算轴的最小直径d C R 112、1.022 n1 45.02则 d 31.713 (17%)33.933,综合考虑两者要求取4、轴的结构设计轴上各段直径的确定：1) d1 =40mm,安装联轴器dmin =40mn,由参考书取弹性套柱联轴器，型号HL4,轴孔直径取40mm 即 d1 =40mm2) d2=46mm该段设置轴肩，定位联轴器，取 d2 =46mm3) d3=50mm该段安装轴承，初选轴承6210,由参考资料得其尺寸为d D B 50mm 90mm 20mm4) d4 =56mm根据轴承的定位要求确定 d4 =56mm5) d5=60mm,齿轮的右端

27、采用轴肩定位，轴肩高度 h0.07 d，故取h =5mm则轴环处的直径ds=60mm轴环宽度b 1.4h，取14mm。6) d6=56mm,此段安装齿轮(分度圆直径为 225.842mm，取de=56mm7) d7=40mm,该段安装并固定轴承，因d7=d3,初选轴承6210,由参考资料得其尺寸为d D B 50mm 90mm 20mm轴上各段长度的确定：1) li 82mm查手册得联轴器长度为84mm,为满足联轴器的轴向定位要求取h 82mm2) l2 50mm初步估算轴承端盖的总宽度为 40mm取端盖的外端面与联轴器的距离l=10mm 取丨2 50mm3)l3 34mn,打 l挡 B轴承=

28、34mm4)1454mm, 14 B高速大齿轮954 mm5)l514mm,此段需设轴肩，则轴环处的直径 d5=60mm轴环宽度b 1.4h，取14mm6)l662 mm,此段安装齿轮,丨6B低速大齿轮-362 mm7)l7 51mn。7( 25)3 B轴承2 50mm,其修正值为51mm中间轴的校核计算轴的材料为 45钢调质处理，Pn入=1.053Kw, n” =162.97r/min, T ”入=61.706 x 103 N mm计算项目计算容计算结果小齿轮作用力圆周力径向力轴向力大齿轮作用力圆周力径向力轴向力计算支撑反力水平面支反力垂直面支反力水平面受力图垂直面受力图 水平面弯矩图 计算

29、项目 合成弯矩图 轴受转矩转矩图l2T2 61.706 103Ft3 =d低速小齿轮62158匚Ft! tan n 1985 tan20Fr1cos 1COS16.598Fa1Ft1 tan 11986 tan 16.5982T2 61.706 103Ft2 =d高速大齿轮198261匚Ft2 tan n 1896 tan20F r2cos 2cos15.143Fa2Ft2 tan 1 623 tan 15.143Fr2181Fr169.5Fr2127Fa131.079Fa299.131FFt1 =1986NFr1 =754NFa1=592NFt2 =623NFr2 =235NFa2=169N

30、FR1316NFr2201NFR1 518.8NFR2 844.2N计算结果T= Tn181F R2 F R1Fr2 Fr1iFr2 181Ft2 127Ft 3 69.5F R1, 一181nFr2Ft 3F R3F t2见下图见下图见下图计算容见下图T= Tn见下图许用应力值轴选45钢(T b=600MPa(T 0b=95MPa(T -ib=55MPa应力校正系数当量转矩当量弯矩当量弯矩图校核轴径齿根圆直径轴径1b0b0.579a T=0.579X 61706在小齿轮中间截面处i 22*22Miv M 2 (aT)2 v541212357282在大齿轮中间截面处Mi ii M 2 (aT)

31、2468612357282见下图df3 d3 2(ha c)62.158 2(10.25) 2div3 Miv 3 64850 0.1 1b . 0.1 6022.110di ii3 Mi II358927.041b0.16021.4150.579a T=35727.7NM iv 64850N mmM | I, 58927N mmd f3 =56.158mmd iv d f 3di ii dmin满足要求轴结构图:轴受力图:水平面受力图:水平面弯矩图:垂直面受力图:垂直面弯矩图:合成弯矩图:转矩图:当量转矩图:七、滚动轴承的选择和计算1. 高速轴安装6205轴承。2. 中间轴安装6205轴承。 3低速轴安装6210轴承。中间轴轴承的校核：FaF a3F a2592169423NC.kNCor/kNd/mmD mmB,mmN（ rmin）10.86.9525521512000FriFriFri”3162 5192 608 NFr2. Fr2 Fry( 201)2 8442 868N计算项目计算容计算结果Fa / CorFa/Cor 423/69500.0610.061e查表18.70.26FaGFa/Fr 423/8680.490.49X,Y查表18.7得X=0.56,Y=1.71冲击载荷系数fd查表18.8得fd 1.2当里