机械设计课程设计(完整说明书)

1、目录2.34V6891421.2931.32.33.35.37381一任务设计书题目 A：设计用于带式运输机的传动装置原始数据：工作条件：一半制，连续单向运转。载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带于卷筒及支撑间 .包括卷筒轴承的摩擦阻力影响已经在 F 中考虑）。使用年限：十年，大修期三年。2生产批量：十台。生产条件：中等规模机械厂，可加工78 级齿轮及蜗轮。动力来源：电力，三相交流（380/220）。运输带速度允许误差：±5%。设计工作量： 1.减速器装配图一张（ A3）2.零件图（ 13）3.设计说明书一份个人设计数据：运输带的工作拉力T(N/m)_4800_运输机带速 V（m/s）

2、_1.25_卷筒直径 D（mm）_500_已给方案3三选择电动机1传动装置的总效率： =12 2345式中： 1 为 V 带的传动效率，取 1=0.96； 22 为两对滚动轴承的效率，取 2=0.99； 3 为一对圆柱齿轮的效率，取 3=0.97;为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；5 为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率电动机所需要的功率P=FV/=4800*1.25/（0.86×1000）=6.97KW2卷筒的转速计算nw=60*1000V/ D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/min'V 带传动的传动比范围为 i 12,4

3、;机械设计第八版 142 页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i28，10；机械设计第八版 413 页总传动比的范围为 16，40；则电动机的转速范围为763,1908;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y 系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用 Y160M-6 型电动机。额定功率7.5KW，满载转速 971（r/min）,额定转矩 2.0（N/m）,最大转矩 2.0（N/m）4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比4总传动比 ib=n/nw=971/47.7=20.3式中： n 为电动机满载转速；nw 为工作

4、机轴转速。取 V 带的传动比为 i1=3，则减速器的传动比 i2=ib/3=10.03; 5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴： n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;轴： n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒轴： n3=n2=47.7 r/min7.计算各轴的功率轴： P1=P 1=6.97 0.96=6.5184(KW);轴 P2=P1 23=6.5184 0.99 0.97=6.25(KW);卷筒轴的输入功率： P3=P2 2=6.25 0.98 0.99=6.06(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550 P/n=9660 6

5、.97/971=68.5 N·m轴的转矩： T2=T1*i1* 1*·m轴的转矩： T3=T2i2* 2 3=195.3 6.76 0.99 0.97=1267.8N·m第二部分传动零件的计算四.V 型带零件设计1.计算功率：PCA KAP 1.3 7.5 9.75k A - 工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156 页p - 电动机的额定功率52.选择带型根据 PCA9.75，n=971,可知选择 B 型；机械设计第八版157 页由表 86 和表 88 取主动轮基准直径d140mmd1则从动轮的直径为d420d 2据表 88，取 d450 mmb23.

6、验算带的速度vd d1n= 3.14140 971 =7.11m/s601000601000机械设计第八版157 页7.11m/s25m/sV 带的速度合适4、确定普通 V 带的基准长度和传动中心矩根据 0.7(dd 1 + d d 2 )< a0 <2( d d1 + dd 2 )，初步确定中心矩机械设计第八版 152 页a =1000mmo5.计算带所需的基准长度：L=2a( dd) / 2 (dd) 2 / 4a=d 00d1d 2d 2d102 10003.14 (450 140) / 2( 450140)2 /(41000) =2950.6mm机械设计第八版158 页6由

7、表 82 选带的基准长度 Ld =3150mm6.计算实际中心距aa a(LL) / 2 =1000 (3150 2950.6) / 2 /2=1100mm0ddo机械设计第八版158 页验算小带轮上的包角111800(dd 2 dd 1) 57.30 / a =163.9090o7.确定带的根数 ZZpca机械设计第八版158 页( p0p0) k kl由 n971r / min ， d140mm, i 3查表 84a 和表 84bd1得p0=1.68， p0=0.31查表 85 得： k 0.955,查表 82 得： kl 1.07，则Zpca( p0p0) k kl=9.75/(1.68

8、+0.31)0.9551.07=4.794取Z=5根8.计算预紧力F 0pca2.52机械设计第八版158 页500(k1) q vVZ查表 8-3 得 q=0.18（kg/m）则F0 5009.752.52=230.8N7.11 5(0.9551)0.18 7.1179.计算作用在轴上的压轴力Fp 2zF0 sin(1 / 2) 2 5 230.8 sin 81.950 =2285.2N机械设计第八版 158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径 d140，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径d 1d 450 ，采用孔板式。d 2六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以

9、及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7 级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表 10-1 可选择小齿轮的材料为45Gr(调质 )，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为45 刚（调质），硬度为 240HBS，二者的材料硬度相差为 40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为246.76=162.24，取 Z =16322 按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即Z E2d 1t2.323 ktT1u1()机械设计第八版203 页duH选用载荷系数 K=1.3t计算小齿轮传递的转矩T95.

10、5 105 P / n95.5 105 6.518 / 480 12.9684 104 N / mm1118由表 10-7 选定齿轮的齿宽系数1 ；机械设计第八版205 页d1由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E =189.8MPa 2由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿H lim 1=600Mpa轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =550MPa3.计算应力循环次数N1 = 60 n1 j Lh =60 323.61 （2436510）=1.7 109 ；机械设计第八版206 页N2 =2.52210 9 /6.76= 0.37109取接触疲劳寿命系数

11、K=0.89,K=0.895;机械设计第八版207 页HN 1HN 24.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得KHN 1lim 1H1SKlim 2HN 2H2S=534=492.25机械设计第八版205 页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径d，带入中较小的值1tH2d 1t 2.323 K tT1u u1(ZE)1.312.96841047.76189.8123=2.32316.76(492.25)=71mmdH(1)计算圆周的速度 VV d 1t n 1 = 3.14 71 323.6 =1.20mm/s60 1000601000(2)计算齿宽

12、bbd=1 71mm=71mmd1t9(3)计算齿宽和齿高之比。d模数 m1t =2.95 mmt z1齿高 h2.25m=2.25 2.95=6.63 mmtb 70.3 =11 h 6.58(4）计算载荷系数。根据 V=1.2mm/s;7 级精度，可查得动载系数 k=0.6；机械设计第八版194 页v直齿轮kK=1;HF可得使用系数k=1;机械设计第八版193 页A用插图法差得7 级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，机械设计第八版196 页k =1.423；H由 b10.68， k=1.423可得 KhHF故载荷系数 K KKKKAVHH=1.36=1 0.6 1 1.423=0.8538

13、机械设计第八版192 页(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。dd 3K= 713 0.8538 =61.6mm11tK1.3t(6）计算模数 m。m d 1 = 61.6 =2.56；z2416按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式m3 2 KT21 (YFa YSa ) ；机械设计第八版201 页zFd 110（1）确定公式内各计算数值1) 查 表 可 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限FE1=500Mpa;大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa机械设计第八版209 页FE 22）查表可得弯曲疲劳寿命系数K=0.86, K=0.87；FN1FN 23）计算弯曲疲劳许用

14、应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得KFE1 =0.86500 =307.14 MpaF1FN 1S1.4KFE2 =0.87380 =236.14 MpaF2FN 2S1.4计算载荷系数 KK KK KK=10.611.36 =0.816AVFF查取齿形系数。查得Y2.65Y2.06Fa1Fa 2机械设计第八版200 页6)查取应力校正系数。查表可得 Y=1.58Y=1.97Sa1Sa2机械设计第八版200 页YFa YSa计算大，小齿轮的F并加以比较。YYSa1 = 2.65 1.85 =0.0159Fa 1307.14F1YYSa2 = 2.06 1.97=0.0172Fa 2F

15、236.142大齿轮的数值大。11（2）设计计算。m20.81612.9684104=1.84312420.0172对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关 ,可取由弯曲强度算得的模数2.3 并就近圆整为标准值m=2，按接触强度计算得的分度圆直径d=71 mm，算出小齿轮数1Zd1= 71=31m12大齿轮的齿数 Z=6.76 31=2102这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构

16、紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d= zm=64mm11d= Zm=420mm22(2)计算中心距dda12 =242mm2（3）计算齿轮的宽度b d64 mmd1七轴的设计与校核高速轴的计算。12=31.26mm（1）选择轴的材料选取 45 钢，调制处理，参数如下:硬度为 HBS220抗拉强度极限 B650MPa屈服强度极限 s360MPa弯曲疲劳极限 1270MPa剪切疲劳极限 1155MPa许用弯应力 1=60MPa二初步估算轴的最小直径由前面的传动装置的参数可知n= 323.6 r/min;p=6.5184(KW) ；查表11可取 A=115；机械设计第八O版 3

17、70 页表 15-3dA 3minop111536.518n323.61三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴 1），从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。13（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径d，取 d=32 mm，为了保证轴1端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取 l47mm 。带轮的右端采用轴肩定位, 轴肩的高度h0.07d 0.1d，取 h =2.5 mm，11则 d =37 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加

18、润滑脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离l =30 mm，故取 l=50 mm.2.初步选责滚动轴承。 因为轴主要受径向力的作用，一般情况下不受轴向力的作用，故选用深沟球滚动轴承，由于轴d =37 mm，故轴承的型号为6208，其尺寸为d40mm， D80mm, B18 mm.所以 d= d=40mm， l=-l - =18mm3.取做成齿轮处的轴段的直径d- =45mm， l- =64mm取齿轮距箱体内壁间距离a10mm， 考虑到箱体的铸造误差，4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取 s4mm，则l IV Vs+a4mm10mm14mm14d =48mm -同理 l

19、- =s+a=14mm， d - =43 mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（ 3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表 152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径R=1.2mm(四)计算过程1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于6208深沟球滚轴承的a9mm，简支梁的轴的支承跨距：L=L2L3=l -l -l-l -l - -2a=1518+14+64+14+18-29=120mmL1 =47+50+9=106mm， L2 =55 mm, L3 =65mm

20、2.作用在齿轮上的力FFt2T1= 2 195.3 =916.6Nd2420tanrFn 333.6NtcosFF916.6Nat计算支反力水平方向的 M=0，所以FFHN 2 .110F t .550，FHN2=458.3NNH 1.110F t .650,F NH1=541.6N垂直方向的 M=0，有F NV1.110F r .650，F NV1=197NF NV 2.110F r .550,F NV2 =166.8N计算弯矩水平面的弯矩M CHF NH 2 L 3 = 458.3 65=29789.5N mm垂直面弯矩M CV1F NV1L2197 5510840 N mmM CV2F

21、NV2L3166.8 6510840N mm合成弯矩MMC1C2=M 2CHMM 2CHM2CV 12CV 2=31700 N mm=31700N mm16根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C 为危险截面，现将计算出的截面 C 处的 M V 、 M H 及 M 的值列于下表：载荷水平面 H垂直面 V支 反F NH1541.6NF HV1197N力FNH2458.3NFHV2166.8N弯矩M H=29789.5 N mmM V 1M V 2 10840N mm总 弯M 1 =31700 N mmM 2 =31700 N mm矩扭矩T=195300 N mm3.按弯扭合成应力校核轴的

22、硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面 （即危险截面 C）的强度。根据课本式 155 及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力， 取 0.6，轴的计算应力Mc 2(T ) 2caW=31.72(0.6195.3) 31000 =13.51QMPad 332已由前面查得许用弯应力 1=60Mpa,因1 ，故安全。4.精确校核轴的疲劳强度截面 A，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集17中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面和 V 和 VI 处的过盈配合引

23、起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面 C 上的应力最大。截面 VI 的应力集中的影响和截面 V 的相近，但截面 VI 不受扭距作用 ,同时轴径也较大，故可不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端 ),而且这里轴的直径最大， 故截面 C 不必校核。因而只需校核截面 V 的左侧即可，因为V 的右侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面 V 左侧抗弯截面系数： W 0.1d30.1 ×4539112.5mm3抗扭截面系数： WT0.2d30.2 ×45318225mm3截面 V 左侧的弯矩为M 31700 55 32 1

24、3256.3655截面 V 上的扭矩为T 3 =195300截面上的弯曲应力bM13256.36 =1.45MpaW9112.5截面上的扭转切应力T 1 =21.45MpaT W T轴的材料为 45 号钢，调质处理，由表可查得 B =640 MPa,1=155 MPa,1=275Mpa过盈配合处的 k/的值，由课本附表3-8 用插入法求出，并取18k /0.8 k / ， k / 2.18则 k /0.8 ×2.181.744轴按磨削加工，由课本附图3-4 查得表面质量系数0.92故得综合系数值为：k k11 2.1811 2.2670.92k k11 1.74411 1.8310.

25、92又由课本 §31 及§32 得炭钢得特性系数0.1 0.2 ，取0.10.050.1 ，取0.05所以轴在截面 V 左侧的安全系数为S1275=83.6KaM2.2671.451.8310.S1=155=7.68Ka1.831 21.45/ 20.0521.45/ 2mScaS S83.67.687.652>>S=1.6S283.627.682S2（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面V 左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八低速轴的计算1.轴的材料选取选取 45 钢，调制处理，参数如下:

26、硬度为 HBS22019抗拉强度极限 B650MPa屈服强度极限 s360MPa弯曲疲劳极限 1270MPa剪切疲劳极限 1155MPa许用弯应力 1=60MPa2.初步估计轴的最小直径轴上的转速 n2功率 P2 由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知n2=47.7 r / min ； P2 =6.25kw取 AO =115dA 3minop21156.2558.4mmn47.72输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dI II .为了使所选的轴的直径d I II 与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 Tca K AT2 ，查表 14-1，考虑到转矩变化小，故

27、取 K A 1.5.则 Tca K AT2 1.5 1307.2 =1906800N mm按照计算转矩 Tca 应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册（软件版）R2.0，选 HL5 型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径dI60mm ，长度L 142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1107mm。故取 dI II 60mm3.拟定轴的装配方案204. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（ 1）选取 d I =60mm, l I 107mm 。因 I-II 轴右端需要制出一个定位轴肩，故取 d III 70mm（ 2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求

28、， 由轴知其工作要求并根据 d 70mm，选取单列圆锥滚子轴承33015 型,由机械设计手册 (软件版 )R2.0 查得轴承参数：轴承直径： d75mm ； 轴承宽度： B31mm，D=115mm所以， d III IVdV VI75mm（ 3）右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取 33215 型轴承的定位轴肩高度 h=2mm,因此，取 dVI VII 79 mm（ 4）取做成齿轮处的轴段 -的直径 d 85mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为64mm,取 lV VI62mm（ 5）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与

29、带轮右端面间的距离 l 30mm， 故取 l II III 50mm（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取l -=42mm.l - =32 mm.(7）轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择21过程见后面的键选择）。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表 152，取轴端倒角为1×45°，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm参考课本表 152，取轴端倒角为 1×45°，各轴肩处的圆角半径为 R1.2mm 4.计算过程1.根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。故 L1157

30、mmL2 65mmL355mm因此作为简支梁的支点跨距L2L365mm55mm120mm.22计算支反力作用在低速轴上的F t2T2=21307.21000=6220N420d2F r F t tan =2263.8N水平面方向 MB0,FNH 4 120 Ft0故 FNH43369 N65F =0, FNH 3FtFNH 46220 N3369 N2851N垂直面方向MB0，FNV 4 120 Fr650,故 FNV41226NF0, FNV 3FrFNV 42263.8 N1226 N1037.8 N2)计算弯距水平面弯距M CHF NH 4 L 3 = 3369 55=185295 N

31、mm垂直面弯矩MMCV 3CV 4FFNV 3L 21037 .86567457 N mmNV 4L312265567430 N mm合成弯矩MMC1C2=M 2CHMM 2CHM2CV 32CV 4=197190 N mm=197190N mm根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c 截面为最危险截面，现将计算出的截面C 处的 M V 、 M H 及 M 的值列于下表 3：23载荷水平面 H垂直面 V支反FNH 32851NFNV 31037.8N力FNH 43369NFNV 41226N5.按弯扭合成弯距M cV 367457N .mm应力校核轴的MM H185295N mmM c

32、V 467430N.mm硬度总弯M 1197190N.mm进行校核时，距M 2197190N.mm通常只校核轴扭距上承受最大弯TT1307.2 N m·距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式155 及上表中的值， 并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力Mc 2( T ) 2caW 1972 (0.6 1307 ) 2 1000 MPa13.166 MPa 0.1 853已由前面查得许用弯应力 1=60MPa，因ca <1 ，故安全。6.精确校核轴的疲劳强度1)判断危险截面截面 A，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起应力集24中均将削弱轴的

33、疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面 A， B 均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和 IV 和 V 处的过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况看，截面 C 上的应力最大。截面 IV 的应力集中的影响和截面 V 的相近，但截面 V 不受扭距作用 ,同时轴径也较大， 故可不必作强度校核。截面 C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及槽引起的应力集中均在两端 ),而且这里轴的直径最大， 故截面 C 不必校核。因而只需校核截面 IV 的右侧即可，因为 IV 的左侧是个轴环直径比较大，故可不必校核。2)截面 IV 右侧抗弯截面系数： W 0.1d

34、30.1 ×85361412.5mm3抗扭截面系数： WT0.2d30.2 ×853122825mm3弯矩 M 及弯曲应力为 :M1971906532100112 N·mm×65b M 30970.055 MPa 1.63MPaW61412.5截面上的扭矩 T11307N m截面上的扭转切力 :T T1 1307000 MPa 10.6MpaWT122825过盈配合处的 k/的值，由课本附表3-8 用插入法求出，并取k /0.8 k / ， k / 2.20则 k /0.8 ×2.201.76轴按磨削加工，由课本附图3-4 查得表面质量系数0.

35、92故得综合系数值为：25k k11 2.20112.290.92k k111.76111.850.92又由课本 §31 及§32 得炭钢得特性系数0.1 0.2 ，取0.10.050.1 ，取0.05所以轴在截面的右侧的安全系数为S1255=103.30K2.291.0780.10amS114026.32K1.85 5.60 / 20.055.60/ 2amSS S103.3026.3225.505>S1.6caS2S2103.30 226.322（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称

36、性，故可略去静强度校核。九 .轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号 32007 型的单列圆锥滚子轴承。1）轴承的径向载荷轴承 DRDR2 DHR2 DV1463.762532.812 1557.716N轴承 BRBR2 BHR2 BV1463.892532.812 1557.716N26求两轴承的计算轴向力Fa1和 Fa 2对于 32007 型轴承，按表 13-7，轴承派生轴向力 FdeFr ，其中 e 为判断系数，其值由 Fa / C0 的大小来确定，但现在轴承轴向力Fa 未知，故先初取e0.4，因此可估算Fd 10.4Fr10.41557.716 N623.09 NFd 20.4Fr10.41557.716N623.09N则Fa1 Fd1 623.09NFa2Fd 2623.