机械设计课程设计

1、机械设计课程设计计算说明书目录一、传动方案拟定 (2二、电动机的选择 (2三、计算总传动比及分配各级的传动比 (4四、计算各轴的转速 (4五、传动零件的设计计算 (5六、确定齿轮主要参数 (10七、根据新的传动比重新确定动力参数和运动参数 (11八、轴的设计计算 (12九、轴及轴类零件的设计与选择 (15十、计算轴承支座反力 (17十一、轴的强度校核 (21十二、键联接的选择及校核计算 (22十三、计算减速器箱体结构尺寸 (23十四、润滑方法和密封形式与润滑油牌别选择 (25十五、设计小结 (26设计项目一、原始数据二、电动机选择计算过程及计算说明第九组:设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1

2、工作条件:使用年限8年,工作为两班工作制,载荷平稳,环境清洁。(2原始数据:运输带工作拉力F=1500N;运输带工作速度V=1.7m/s;卷筒直径D=280mm;1、电动机类型的选择:Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择:(1电机所需的工作功率:P工作=FV/1000w=1500×1.7/1000×0.96=2.66KW带式运输机工作效率w=0.96(2传动装置的总功率:总=带×2轴承×齿轮×联轴器×卷筒=0.95×0.992×0.97×0.99×0.96=0.86电动机的额定功率:由式(2-

3、1得p d= P工作/总=2.66/0.86=3.09kw计算结果F=1500NV=1.7m/sD=280mmP工作=2.66KW总=0.86p d=3.09kw3、确定电动机转速:n卷筒=116.0r/min 计算卷筒工作转速:n卷筒=60×1000V/D=60×1000×1.70/×280=116.0r/min按手册P7表2-1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=35。取V带传动比I1=24,则总传动比理时范围为Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n卷筒=(620×116.0=6962320

4、r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。拟定选用同步转速为n=1000r/min 的电动机三、计算总传动比及分配各级的传动比四、计算各轴的转速1.计算各轴转速2.计算各轴的功率(KW电动机的额定功率p d必须大于电动机的实际输出实际功率,则选p d=4kw的电动机。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能:额定功率:4KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。1、总传动比:i总=n电动/n筒=960/116.0=8.282、分配各级传动比(1据指导书P7表2-1,取齿轮i齿轮=3.

5、60单级减速器i=35合理(2i总=i齿轮×i带i带=i总/i齿轮=8.28/3.60=2.301.计算各轴转速(r/minn电动机=960r/min小齿轮轴:n I = n电动机/i带=960/2.3=417.4(r/min大齿轮轴:n II= n电动机/i齿轮×i带=960/2.30×3.60=115.94(r/min2.计算各轴的功率(KW电动机轴p d=3.09KW电动机型号Y132M1-6i总=8.28据手册得i齿轮=3.60i带=2.30n电动机=960r/minn I =417.4r/minn II=115.94r/minn卷筒=116.0r/min

6、p d=3.09KW3.计算各轴扭矩五、传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算(1选择带型小齿轮轴:P I=p d×带=3.09×0.95=2.94KW大齿轮轴:P II= p d×带×轴承×齿轮=3.09×0.95×0.99×0.97=2.82KW卷筒轴:P III= p d×带×轴承×齿轮×轴承×联轴器=2.76 KW3.计算各轴扭矩(N·m电动机轴T电动机=9550×p d/n满载=9550×3.09/960=30.74N&#

7、183;m小齿轮轴:T I=9550×P I/ n I=9550×2.94/417.4=67.27N·m大齿轮轴:T II=9550×P II/n II=9550×2.82/115.94=232.28N·m卷筒轴:T III=9550×P III/n卷筒=9550×2.76/116.0=227.22 N·m传动零件的设计计算1.皮带轮传动的设计计算选择普通V带截型由课本P262表11-3得:工况系数k A=1.1P C=K A P=1.1×3.09=3.40KWP I=2.94KWP II=2.

8、82KWP III=2.76 KWT电机=30.74N·mT I=67.27N·mT II=232.28N·mT III=227.22 N·mk A=1.1P C=3.40KW(2带轮基准直径,并验算带速(3确定带长和中心矩由课本P267图11-5得:选用A型V带带轮基准直径,并验算带速由课本图11-5和表11-10得,推荐的小带轮基准直径为75100mm则取d1=100mm>dmin=75d2= i带·d1=2.30×100=230mm由课本P272表11-10,取d d2=250mm实际转动比i实际= d2/d1=250/1

9、00=2.5误差为:i误=i实-i/ i =2.5-2.4/2.4=0.041<0.05(允许带速V:V=d d1n1/60×1000=×100×960/60×1000=5.03m/s在525m/s范围内,带速合适。确定带长和中心矩根据课本P268式(11-16初定中心距得0.7(d1+d2a02(d1+d20.7(100+200a02×(100+200所以有:245mma0700mm由课本P268式(11-15得:L d=2a0+2(d1+d2+(d2-d12/4a0=2×450+2(100+250+(250-1002/4&#

10、215;500d1=100mmd2=250mmi实际=2.5V带=5.03m/s245mma0700mm取a0=450(4验算小带轮包角(5确定带的根数(6计算轴上压力=1462mm根据课本P268表(11-7取L d=1400mm根据课本P269式(11-17得:aa0+(L d-L0/2=450+(1400-1462/2=419mm中心距a的调节范围为:4194221+-验算小带轮包角由式(11-141=1800-(d2-d1/a×57.30=1800-(250-100/419×57.30=159.50>1200(适用确定带的根数基本额定功率:根据课本P265表(

11、11-4P1=0.954KW功率增量:根据课本P266表(11-5P1=0.108KW根据课本P262表(11-21=1600,K=0.95根据课本P268表(11-7K L=0.96由课本P267式(11-13得Z=P C/(P1+P1KK L=3.4/(0.954+0.108×0.95×0.96=3.50 取Z=4(6计算轴上压力L d=1400mma=419mmZ=4根2、齿轮传动的设计计算(1选择齿轮材料(2按齿面接触疲劳强度设计由课本P261表11-1查得q=0.10kg/m,由式(11-6单根V带的初拉力:F0=500P C/ZV(2.5-kaka+mV2=50

12、03.4045.030.95-+0.1×5.032N=140.38N则作用在轴承的压力F Q,由课本P269式(11-18=1106.38N2、齿轮传动的设计计算(1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度162217HBS;根据课本P302表12-9,软齿面非对称布置d=1(2按齿面接触疲劳强度设计小齿轮转矩:T I=67.27N·m许用接触应力H由课本P304表12-11得:极限应力Hlim1=0.87HBS+380=0.87×240+380=589

13、 MpaHlim2=0.87HBS+380=0.87×200+380=554MpaV带=5.03m/sF0=140.38NF Q =1106.38NT I=67.27N·mHlim1=589MpaHlim2=554Mpa(3计算许用弯曲应力(4计算载荷系数安全系数由表12-12,通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数S Hmin=1.0许用接触应力H1=Hlim1/S Hmin=589/1.0Mpa=589MpaH2=Hlim2/S Hmin=544/1.0Mpa=544Mpa(3许用弯曲应力F根据课本P304表12-11:Flim1 = 0.7HBS+275

14、=0.7×240+275=443 MpaFlim2= 0.7HBS+275=0.7×200+275=415 Mpa由表12-12查得安全系数,按一般可靠度选取安全系数S Fmin=1.4计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 /S Fmini=443/1.4Mpa=316MpaF2=Flim2 /S Fmin =415/1.4Mpa=296Mpa(4载荷系数kK=KA rK K,查表12-8 ,KA取1.0齿轮精度为8级,取kr=1.15 由课本图12-26查S Hmin=1.0H1=589MpaH2=554MpaFlim1 =443 MpaFlim2=415 MpaS F

15、min=1.4F1=316MpaF2=296MpaKA=1.0kr=1.15六.确定齿轮主要参数1.中心距2.模数3.齿数4.验算传动比5.分度圆直径6.齿顶圆直径得非对称刚性较大,取k=1.09故K=KA rK K=1.0×1.5×1.09=1.25根据齿轮材料45号钢,查表12-7 ZE=198.8ZH=2.5 由d1(21321E Hd HKT u z zu+=(231 3.6589+=55.46 即d155.46确定齿轮主要参数如下:中心距:因为传动比i v带=2.5,则i齿轮=i总/ i带=8.28/2.5=3.312a=112id+=1 3.3122+×

16、;55.62=119.8 取a=120模数:取m=2.5(标准值则a=(122mZ Z+=120所以齿数为:Z1+Z2=21202.5=96 Z1=961 3.312+=22.3取Z1=22,则Z2=74 i实=74/22=3.364验算传动比:3.312 3.3643.312i-= 1.57%-<±5%总传动比i=8.28 3.364 2.58.28-= 1.57%-<±5%分度圆直径:d1=mZ1=2.5×22mm=55mmd2=mZ2=2.5×74mm=185mm齿顶圆直径da1= d1+2ah*m=55+2×1×2

17、.5=60 mmd2a= d2+2ah*m=185+2×1×2.5=190 mmk=1.09K=1.25i实=3.364i= 1.57%-d1=55mmd2=185mmda1=60 mmd2a=190 mm7.齿根圆直径8.齿宽9.压力角七、根据新的传动比重新确定动力参数和运动参数1.传动比齿根圆直径d f1= d1-2(ah*+c*m=55-2×1.25×2.5=48.75 mmd f2= d2-2(ah*+c*m=185-2×1.25×2.5=178.75 mm齿宽b2=dd1=1×55=55 mmb1= b2+(510

18、mm=65 mm压力角=200验算弯曲应力1.复合齿形系数:查表12-10得,Y FS1=4.3Y FS2=3.98 由式12-22F1=(2kT1/b1d mY Fs=35555 2.5×4.3=95.62 Mpa< F1F2=F121FSFSYY=95.62×3.984.3=88.51 Mpa < F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够根据新的传动比重新确定动力参数和运动参数1.传动比iv带=2.5 i齿轮=3.364i总= iv带×i齿轮=2.5×3.364=8.41验证传动比d f1=48.75 mmd f2=178.75 mmb2=55 m

19、mb1=65 mmY FS1=4.3Y FS2=3.98F1=95.62 MpaF2=88.51 Mpaiv带=2.5i齿轮=3.364i总=8.412.转速3.各轴输入功率4.各轴输入转矩八、轴的设计计算1.齿轮轴上作用力2.选择轴的材料3.估算最小直径i8.28-=1.57%<5%转速:n1=vni电动机带=960/2.5=384r/minn2=vni i电动机带齿轮=9602.53.364=114.1 r/min各轴输入功率:电动机轴p d=3.09kwP I=2.94KW P II=2.82KW P III= 2.76 KW各轴输入转矩:T电动机=30.74N·mT I

20、=9550×P I/ n I=9550×2.94/384=73.12 N·mT II=9550×P II/n II=9550×2.82/114.1=236.03 N·m轴的设计计算输入轴的设计计算1.齿轮轴上作用力:n1=384r/min P I=2.94KWT I=73.12 N·m n2=114.1 r/min P II=2.82KWT II=236.03 N·m则齿轮切向力Ft=2 T II/d2=2×236.03/(185×103-=2551.67 N齿轮径向力Fr= Fttan=255

21、1.67×tan200=928.73N选择轴的材料:由表17-2和表7-2选择选用45#钢,调质处理,硬度217286HBS,强度极限b为600MPa估算高速轴最小直径:d1由公式17-2得n1=384r/minn2=114.1 r/minP I=2.94KWP II=2.82KWP III= 2.76 KWT I=73.12 N·mT II=236.03 N·m4.轴的结构设计(1轴上零件的定位,固定和装配(2确定轴各段直径和长度(3确定型号d1A×232pn=106×3 2.82114.1=24.13mm由表17-1查得A=126103,因

22、轴的最小直径上无弯矩,所以取A=106。考虑到键槽削弱轴的强度,将轴径增大3%,所以d1=1.03×24.13=24.85mm取d1=25mm轴的结构设计(1轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定,由于轴向力,故选用深沟球轴承。确定轴各段直径和长度轴肩高度h 0.07d+(12 ,根据已知轴径可得,d2=27mm d3=30mm d4=42mm d5=55mmd6=48mm d7=30mm(3确定型号由于d3= d7=30mm选轴

23、承型号为6206,查出内径d=30mm 外径D=62mm 宽度B=16mmdmina=36mm ras=1d1=25mmd2=27mmd3=30mmd4=42mmd5=55mmd6=42mmd7=30mm轴承6206d=30mmD=62mm(4校核挤压强度剪切强度(5再校核联轴器处键的挤压强度过大,故采用双键连接。(4校核:挤压强度b=21.5Tdkl=32236.031081.532702=34.94MPa< 剪切强度=21.5Tdbl=32236.03101.5321070=14.05 MPa< 齿轮:双键,考虑双键对轴的削弱,加大8%10%,则d=24.07×1.1

24、=26.48mm< d4=42,足够安全。(5再校核:箱体内壁L=65+22=80mmL1=82mm L7= L封油盘+B=10+16=26mmL4=b大齿轮-1=55-2.5=52.5mm两轴承间距离L=116mmL封+ L5+ L6=2+=18则L5+ L6=18-10=8mm取L5=4mm L6=4mmL3=B+ L封+ L套+2.5mm= B+2+2.5则L3=18+10+8+2.5=36.5mm 即L套=8mmL2+ L3=2.5+2+c1+ c2+(58+e+(1520=2.5+10+8+18+16+8+10+18dmina=36mmras=1L1=82 mmL2=52mmL

25、3=36.5mmL4=52.5mmL5=4mmL6=4mmL7= 28mmL套=6mm九、轴及轴类零件的设计与选择2.选择轴的材料(1估算低速最小直径=88.5mm所以L2=88.5-36.5=52mm轴及轴类零件的设计与选择1.拟定装备草图:1.齿轮轴上作用力n1=384r/min P I=2.94KW T I=73.12 N·m1轴处FQ=1106.38N齿轮切向力:Ft=2 T I/d1=2×73.12 /(55×103-=2658.90 N齿轮径向力:Fr= Fttan=2658.90×tan200=967.7 N选择轴的材料由表17-2和表7-

26、2选择选用45#钢,调质处理,硬度217286HBS,强度极限b为600MPa(1估算低速轴最小直径,d1由公式17-2得,d1A×131pn=120×32.94384=33.28mmL=116mmn1=384r/minP I=2.94KWT I=73.12 N·mFt=2658.90 NFr=967.7 N(2轴承类型选择(3轴径确定(4确定型号2.轴承盖的结构和尺寸由表17-1查得A=126103,因轴的最小直径段与v带轮连接,所以取A=120。考虑到键槽削弱轴的强度,将轴径增大3%,所以d1=1.03×33.28mm =34.28 mm取d1=35

27、mm由于没有轴向力,故选用深沟球轴承轴肩高度h0.07d+(12 ,根据已知轴径可得,d2=37f9mm d3=40m6mm d4=50mmd5=40m6mm d肩= 56 mm由于d3= d5=40mm选轴承型号为6208,查出内径d=40mm 外径D=80mm 宽度B=18mmdmina=47mm ras=12.轴承盖的结构和尺寸在6处轴侧选用凸缘式轴承盖如手册P39图5-25e=1.2d3=1.2×810mm,轴承盖螺钉直径取d3=8mmD=D+(22.5d3=80+12=92mmD2= D+(2.53d3=80+24=104mmD4=(0.850.9D=68mmd1=35mm

28、d2=37f9mmd3=40m6mmd4=50mmd5=40m6mmd肩= 56 mm轴承6206内径d=40mm外径D=80mm宽度B=18mmdmina=47mmras=1e=10mmD=92mmD2=104mm3.轴段长度的设计十、计算轴承D5= D-(2.53d3=72mm在2轴端用凸缘式轴承盖e=1.2d3=1.2×810mm,轴承盖螺钉直径取d3=8mm D=62mm D2=86mm D4=53mmD5=54mm b=8mm h=(0.81bd1=33mm b1=15mm a=9 b=33.轴段长度的设计da=60 mm<2dn=70,选用齿轮轴(1轴头1上的零件为

29、双向轴向固定,其上安装大v带轮,其长度可取大v带轮配合孔长度,即L1=(1.52dh(表11-9其中dh= d1=25mm故L1=(1.52×25=40 mm L封油盘=10mm(2轴头3和轴头5上只安装轴承和封油盘,故L3和L5的长度即为轴承宽度L3= L5=B+L封油盘=16+10=26mm(3由手册表查得2=10mm(齿轮端面与内机壁距离,故L4=b小齿轮+2(2+- L封油盘=65+2(10+8-10=81mm(4由式L2+ L3= L封+12c c+(58+e+(152010+18+16+8+10+18=81mmL2=81- L3=81-26=55mm计算轴承水平支座反力D

30、4=68mmD5=72mmL1=40 mmL2=55mmL3= L5=26mmL4=81mm支座反力1.绘制轴受力简图2.轴的水平受力3.绘制垂直面弯矩图将右轴承简化为支座B,左轴承简化为可移动支座A,AB间的距离:L=4122L L B+封(=81+(10+8×2=117mm齿轮轮缘的对称面和轴中心线的交点c在AB的正中间,所以1=L/2=58.5,D点在第一段轴正中间,故2=12L1+ L2+12B=20+54+8=82mm1.绘制轴受力简图(如图a图a2.轴的水平受力在平面XOY中由0A BM M=,则B=F r×58- R AY×117+F Q×

31、(117+82则0=925.69×58 - R AY×117+1106.38×199所以RAY=2340.68N,同理得RBY=-318.46NRAZ= RBZ=21Ft=21×2543.30=1271.65N3.绘制垂直面弯矩图(如图b图bL1=58mmRAY=2340.68NRBY=-318.46NR AZ= R BZ=1271.65N FQ1106.38DXARAYYRBY58 58ZFr73.76 N·m4.绘制水平面弯矩图5.绘制复合弯矩图6.绘制扭矩图7.绘制当量弯矩图8.危险轴面验算4.绘制水平面弯矩图(如图c图c5.绘制复合弯矩

32、图(如图d图d6.绘制扭矩图(如图e图e7.绘制当量弯矩图(如图f图f计算C点处的最大当量弯矩Md=212(TMc+=2212.7372.90+=116.52 N·m式中T1按对称循环=18.危险轴面验算由图克知在D点(轴径最小和(合成弯矩最大两处都可能是危险断面。由于D处轴径是估算确90.27 N·m90.27 N·m74.20 N·mT1=73.12N·m9.轴承寿命计算10.选择联轴器定的,在估算公式中曾考虑了弯矩的影响,现此处并无弯矩作用,故估算的轴径是偏安全的,C点处由公式17-4得d311.0bdM-=33551.01052.116

33、=27.67式中b1-=45MPa,由表17-2按碳素钢b=600 MPa轴承寿命计算查手册表15-3可知6206轴承C=19.5KW,由课本表15-9和15-10可知pf取1.2,T f取1,对于球轴承取3,由课本公式15-4,Lh=61060Tp Qf Cn f F=36310119.510 =4.628×105h=52.8年>8年符合要求从安全的角度出发,选用弹性联轴器课本16-1得,用于带式运输机的联轴器其工况系数为k=(1.52由式16-1 Tc=KT=(1.52×234.80=352.2469.6 N·m根据Tc值和d1=32mm ,查手册表17

34、-2选用HL3弹性柱销联轴器,Y型轴孔3038,半联轴器轮毂L=82mm,许用最大扭矩Tn=630 N·m计算垂直支座反力考虑到轴向力的作用,将右轴承简化为支座B,左轴承简化为可移动及座A,A间距离L=117mmd27.67C=19.5KWLh=52.8年联轴器HL3十一、轴的强度校核(1轴的水平受力图(2轴的垂直受力图(3绘制垂直面弯矩图(4绘制水平面弯矩图(5绘制复合弯矩图齿轮轮缘的对称面和轴中心线的交点l在AB的正中间,所以21ll=58mm,D点在第一段轴正中间,所以BLLl2121212+=41+52+9=102mm轴的强度校核轴的水平受力图RAY= RrBYF21=21&

35、#215;887.90=443.95N轴的垂直受力图RAZ=BZR=2tF=2439.48/2=1219.74N绘制垂直面弯矩图(如图b图b绘制水平面弯矩图(如图c图c绘制复合弯矩图(如图d21ll=58mm2l=102mmRAY=RBY=443.95NRAZ=BZR=1219.74NFrXARAYYRBY58 58Z70.74N·m25.75N·m(6绘制扭矩图(7危险截面轴径验算十二.键联接的选择及校M=22+=75.28 N·m图d绘制扭矩图(如图e图e计算C点的最大当量Md=222(TMc+=(2280.2346.028.75+=159.73N·m危险截面轴径验算由图克知在D点(轴径最小和(合成弯矩最大两处都可能是危险断面。由于D处轴径是估算确定的,在估算公式中曾考虑了弯矩的影响,现此处并无弯矩作用,故估算的轴径是偏安全的,C点处由公式17-4得d311.0bdM-=33551.01073.159=30.74 N·m式中b1-=55MPa,由表17-2按碳素钢b=600 MPa查得设计