机械设计项目案例实训

1、仲恺农业工程学院课程设 计机械设计项目案例实训（题目）姓名许统琰院（系）机电工程学院专业班级机械 144学号201410824429指导教师马稚昱职称副研究员目录一、课程设计任务说明二、选择电动机三、传动比分配四、计算各轴 n ，p， t五、齿轮传动设计六、V 带传动设计七、验算系统误差八、轴承，联轴器的选择和轴的设计九、键的选择十、箱体尺寸设计十一、参考资料机械设计课程设计任务书一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图 1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图 2 为参考传动方案。

2、二、课程设计的要求与数据已知条件:1输送带有效拉力：F=1600N.m；2输送带工作速度：v= 1.80 m/s；3卷筒直径：D=300 mm；4使用寿命：10 年；5工作情况：两班制，常温连续运转；空载起动，工作载荷平稳；6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图 1 张；2零件工作图2 张（输出轴、大齿轮）；3设计说明书1 份。图 2参考传动方图 1带式运输机传动装置设计计算及说明结果设计计算及说明结果、选择电动机电动机功率 Pw=FV/1000=2.88KW电动机需要功率 Pd=Pw/总 效 率 = 122345=0.96*0.992*0.97*

3、0.99*0.96=0.8647Pd=3.32KW工作机转速 nw=(V*60*1000)/ D=60*1.8*1000/300=114.59rpm电动机转 速nd=nwi总= （8 4）=(916.72.）选出同步转速和型号额定功率同步转速满载转速质量总传动比.电动机选用-，满额定转矩 2.0。Pw=2.88KWPd=3.32KW电 动 机 选 用Y132M1-6设计计算及说明结果、传动比分配总i减=/nw=960/114.59=8.38取 V 带传动传动比i0=2.5减速器的传动比i1=3.353、计算各轴 n，p，t各轴转速 n电动机轴：n0=nm=960rpm轴（高速轴）：n1=n0/

4、i01=1000/2.5=400rpm轴（低速轴）：n=n/i12=400/3.35=119.40rpm轴（滚筒轴）：n=n/i23=119.40/1=119.40rpm各轴输入功率 P电动机轴：P0=Pd=3.32KW轴：P=P001=3.320*0.96=3.19KW轴：P=P12=3.19*0.99*0.97=3.06KW轴：P=P23=3.06*0.98=3.00KW各轴扭矩 T电动机轴：T0=9550*P0/n0=33.03Nm轴：T1=9550P/n=76.16Nm轴：T=9550P/n=244.75Nm轴：T=9550P/n=239.95Nmi0=2.5i1=3.35n0=960

5、rpmn=400rpmn=119.40rpmn=119.40rpmP0=3.32KWP=3.19KWP=3.06KWP=3.00KWT0=33.03NmT1=76.16NmT=244.75NmT=239.95Nm设计计算及说明结果3、齿轮传动设计小齿轮选用 45 钢（调质处理），齿面硬度 217286HBW，取 240HBW,Hlim1=589MPa,大齿轮选用 45 钢（正火处理），齿面硬度 162HBW,取 200HBW，Hlim2=554MPa安全系数 SH=1H1=589MPaH2=554MPa轴轴转速n/rmp轴输入功率P/KW轴扭矩T/NM传动比 i功率电动机轴9603.3233.

6、032.50.964003.1976.163.350.96119.403.06244.7510.98119.403.00239.9545 钢 （调质处理）45 钢 （正火处理）H1=589MPaH2=554MPa设计计算及说明结果小齿轮转矩T1=9.55*106*3.19/400Nmm=7.62*104Nmm齿宽系数d=1载荷系数 K=1.4节点区域系数 标准支持圆柱齿轮ZH=2.5弹性系数 由表查得 ZE=189.8 MPa齿数比 u=i=3.35小轮直径 d1223)()1(2HHEdIZZuuKT=58.98mm齿数 取 z1=24z2=80模数 m=d1/z1=2.45mm 取 m=2

7、.5mm分度圆直径 d1=2.5*24=60mmd2=2.5*80=200mm中心距 a=0.5m（z1+z2）=130mm齿宽 b=dd1=60mm取 b2=60mmb1=b2+10=70mm齿顶圆直径 da1=m（z1+2）=65mmda2=205mm齿根圆直径 df1=m（z1-2.5）=53.75mmdf2=193.75mmT1=7.62*104N mmd158.98mmz1=24z2=80m=2.5mmd1=60mmd2=200mma=104mmb=60mmb2=60mmb1=70mmda1=65mmda2=205mmdf1=53.75mmdf2=193.75mm设计计算及说明结果校

8、核许用弯曲应力极限应力Flim1=443MPaFlim2=415MPa安全系数 取 SF=1.4许用弯曲应力 F1=316MPaF2=296MPa验算齿根应力YFS1=4.24YFS2=3.98齿根弯曲应力F1=2KT1YFS1/bd1m=904646.4/9000=100.52MPaF2=F1YFS2/YFS1=94.36MPaF1F1，F2F2，故弯曲强度足够。参数符号小齿轮大齿轮模数m2.5压力角20齿数z2480分度圆直径d60200齿顶圆直da65205Flim1=443MPaFlim2=415MPaF1=316MPaf2=296MPaF1=100.52MPaF2=94.36MPa设

9、计计算及说明结果径齿根圆直径df53.75193.75齿宽b7060中心距a1305、V 带传动设计查表取 KA=1.2设计功率 Pd=KAP=1.2*2.88=3.46KW，选择 A 型普通 V带据图推荐，小带轮基准直径选用 dd1=100mm验算带速 v=dd1n1/60*1000=5.024m/s大 带 轮 基 准 直 径dd2=dd1n1/n2=804.02mm 由 表 取dd2=800mm传动比 i=dd2/dd1=8初定中心距 a0=（0.72）(dd1+dd2)= 6301800mm初取中心距 a0=1200mm确定 V 带基准长度Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+1（dd

10、1-dd2）2/4a0=3893mm取 Ld=4000mm中心距 a=a0+（Ld-Ld0）/2=1253.5mmPd=3.46KW选择 A 型普通 V带v=5.024m/sdd2=804.02mmi=8a0=1200mmLd0=3893mmLd=4000mma=1253.5mm设计计算及说明结果小带轮包角 1=180-53.7*（dd2-dd1）/a=148.55120，包角合适。V 带根数基本额定功率查表得 P1=0.95KW额定功率增量查表得P1=0.12KW包角修正系数查表得 K=0.91带长修正系数查表得 KL=1.19V 带根数z=Pd/（P1+P1）KKL=2.9取 z=3初拉力

11、查得 q=0.1kg/mF0=500Pd（2.5/K-1）/zv+qv=202.84N作用在轴上的载荷FQ=2F0zsin1/2=1171N5、轴的设计材料和热处理选择 查表可知选用 45 钢，调质处理，硬度 217 255HBW,抗拉强度b=640MPa，屈服强度s=355MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，扭转疲劳极限-1=155MPa,脉动循环应力OW=100， 对称循环应力-1W=60。1=148.55z=3F0=202.84NFQ=1171N设计计算及说明结果轴的最小直径 主动轴 d1=C 3p/n=22.0mm从动轴 d2=C 3p/n=32.4mm考虑键槽 d1=22.0*1

12、.07=23.5mm取 d1=25mmd2=32.4*1.07=34.67mm 取 d1=35mm轴的结构设计同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴承结构草图. 确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央，轴承对称布置在齿轮两边。联轴器选择查表可得载荷系数 K=1.9计算从动轴转矩T=9550P/n= 244.75NmTC=KT=465Nm查表选取型号为 LX2 的弹性柱销联轴器，额定转矩Tn=560Nm，轴孔直径在 2035 之间，许用转速n=6300rpm,主动段选择 Y 型轴孔，轴孔直径为35mm，长度为 82mm，从动段选择 J

13、型轴孔，轴孔直径为 30，长度为 60.联轴器型号标记为LX2 联轴器 YA35*82/JB30*60GB/T5014-2003d1=25mmd1=35mmLX2 联轴器YA35*82/JB30*60GB/T5014-2003设计计算及说明结果轴承的选择因为载荷只有为径向载荷， 所以选用价格较为低廉的深沟球轴承 60000 型（GB/T 276-2013）。主动轴承选择 6207内径 d=35 外径 D=72 轴承 宽度 B=17从动轴承选择 6209内径 d=45 外径 D=85 宽度 B=19寿命计算：主动轴轴承寿命：深沟球轴承 6207P=Fr=1008NC=Cr=25.5kNft=0.

14、6fp=1.2=3hL=PfCfnpt166010=3610082 . 110005 .256 . 04006010=84321h预期寿命为：10 年，两班制L=1030016=48000Lh轴承寿命合格从动轴轴承寿命:深沟球轴承 6209P=Fr=963NC=Cr=31.5kNft=0.6fp=1.2=3hL=PfCfnpt266010=3610082 . 110005 .256 . 04 .1196010=282484h设计计算及说明结果预期寿命为：10 年，两班制L=1030016=48000Lh轴承寿命合格轴的直径 长度设计先确定主动轴各段直径设定主动轴为齿轮轴第一段为最小直径轴 d1

15、=25mmL1=60mm第二段直径定轴肩高度 h1=（0.070.1)*24=1.682.4mm取 h1=2mm所以第二段直径为 d2=24+4=28mmL2=70mm第三段直径 d3=34mmL3=17+13=30mm第四段直径取 d4=38mmL4=60mm第五段直径 取 d5=42mmL5=10mm第六段直径 取 d6=34mmL6=17mm轴强度校核T=76.16Nm切向力 Ft=2T1/d1=276160/60=2540N径向力 Fr=Fttan=922N轴向力 Fx=0 L=100mm求支反力FAX=FBY=Fr/2=461Nd1=25mmL1=60mmd2=28mmL2=70mm

16、d3=34mmL3=30mmd4=38mmL4=60mmd5=42mmL5=10mmd6=34mmL6=17mm设计计算及说明结果FAZ=FBZ=Ft/2=1270NMC1=FAXL/2=23NmMC2= FAZL/2=63.5NmMC=M2C1+M2C2=67Nm应力折合系数=-1W/0W=60/100=0.6最大当量弯矩 M=Mc2+（T）2=81Nm31 1 . 0dWM=23.81mm考虑到有一个键槽，轴径加大 4%，取得 25mm因为轴上的直径都大于等于 25,所以强度足够。31 1 . 0dWM=23.81mm设计计算及说明结果确定从动轴各段直径第一段为最小直径轴 da=35mmL

17、a=80mm第二段直径定轴肩高度 h2=（0.070.1)*35=2.453.5mm取 h2=2.5mm所以第二段直径为 db=40mmLb=90mm第三段直径 dc= 44mmLc=19+21+10=50mm第四段直径 因为第四段与齿轮啮合，取 dd=48mmLd=55mm第五段直径 取 de=54mmLe=15mmda=35mmLa=80mmdb=40mmLb=90mmdc= 44mmLc=50mmdd=48mmLd=55mm设计计算及说明结果第六段直径 取 df=dc=44mmL6=19mm轴强度校核T=245Nm切向力 Ft=2T2/d2=2245000/200=2450N径向力 Fr

18、=Fttan=892N轴向力 Fx=0 L=120mm求支反力FAX=FBY=Fr/2=446NFAZ=FBZ=Ft/2=1250NMC1=FAXL/2=26.76NmMC2= FAZL/2=75NmMC=M2C1+M2C2=79.6Nm应力折合系数=-1W/0W=60/100=0.6最大当量弯矩 M=Mc2+（T）2=167.17Nm31 1 . 0dWM=30mm考虑到有两个键槽，轴径加大 7%，取得 32m因为轴上的直径都大于 32，所以强度足够。de=54mmLe=15mmdf=44mmL6=19mm31 1 . 0dWM=30mm设计计算及说明结果键的选择1、主动轴与带轮连接，外伸端选用 A 型平键联接d1=25mmL1=60mm，选用键 8*50GB/T 1096-2003挤压强度校核l=L-b=50-8=42mmT=76.16Nmp=125150p=4T/dhl=41MPap所选键联接满足强度条件2、从动轴伸出端 d=35mm L=80mm，选用 A 型平设计计算及说明结果键联接，键 10*70GB/T 1096-2003挤