机械设计课程设计说明书完整版概论

机械设计课程设计说明书学院(系)：机械工程学院 书一、传动方案的拟定 1 动机型号选择 1 1渐开线圆柱斜齿轮的选择计算 4 八、键联接的选择与校核 20九、联轴器的选择 21 十一、其他技术说明 21 体的附件说明 22 十二、三维设计草图 22十三、设计小结 27 1书设计及计算过程结果(1)．蜗杆传动蜗杆传动可以实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，无噪声，但效率较低，只能用在中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动，由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级，以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。因此将蜗置在第一级。(2)．齿轮传动斜齿轮传动的平稳性较好，常用在高速级或要求传动平稳的场合。布置在第二级。(3)带传动传动平稳，噪音小，传动比不稳定，布置应在低速级防止打滑。方案简图DVF1原始数据①带式输送机牵引力F=1829N②滚筒直径D=0.32m③运输链工作速度V=0.37m/s2电动机型号选择1)选择电动机类型Y系列三相笼型异步电动机，全封2安全可靠。能防止灰尘、铁屑或其他杂物侵入电动机内部。2)确定电动机容量电动机的输出功率按式PP=wdna计算，由式P=P=0.698Kww取n=0.99(连轴器),n=0.80(双头蜗杆),n=0.97(8123级斜齿轮),n=0.98(轴承),则有n=(n)2nn(n)4=0.7024a1234所以电动机功率P=w==0.994Kwdn0.702a3)选择电动机转速卷筒工作转速为idarmin考虑电动机和传素，决定选用同步转速为1000r/min的Y90L-6，其主要性能如下表L-6率(Kw)(r/min)满载转速(r/min)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩三、总传动比确定及各级传动比分配wadn=nd=m由电动机满载转速n=910r/min,因此m总传动比为ama的传动比为a2a31T=145.78N·21T=145.78N·2mT=317.34N·3mT=307.88N·4m双头蜗杆常用传动比范围为15~32，渐开线圆柱齿轮常用传动比范则取i=18，则齿轮传动比为12传动比误差i=i1i2ia=182.29100%=0.024%ii41.21aa1)各轴转速：211322432)各轴输入功率214232434341式中n、n、n、n与前相同12343)各轴输入转矩电动机轴输出转矩为21142m322434341运动和动力参数计算结果整理于下表i=181i.292nnnP=0.948Kw1P=0.771Kw2P=0.733Kw3P=0.711Kw4dT=10.33N·mdT=10.33N·m4页=1d号轴4413133转速688传动0效率n4设计计算1渐开线圆柱斜齿轮的选择计算(1).初选材料、精度等级、传动类型、热处理和部分参数①带式输送机为一般工作机器，速度不高，按GB/T10095初选8②材料选择。选择小齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为HB=230HBS，大齿轮材料为45钢(正火)，齿面硬度为HB=190HBS。11大齿轮齿数z=iz=2.29×30=68.7，圆整取z=69。2212z21i2.3④斜齿圆柱齿轮传动，可平衡一定的轴向力。⑥选取齿宽系数由机械设计表6-7两支承相对小齿轮作非对称布dd(2).按齿面接触疲劳强度设计计算小齿轮分度圆直径5112Z=2.462KT2KTA①确定载荷系数AK=1.05a.使用系数查机械设计表6-4取KK=1.05VAVb.动载系数预估圆周速度v=4m/s，则vZ/100=1.2m/s1查机械设计图6-11b)取K=1.05Vc.齿间载荷分配系数端面重合度轴向重合度nααYabK4查机械设计图6-13得齿间载荷分配系数KK4ααbb则载荷系数K=K·K·K·K=1.64AVαβN.mN.m2EMPaEMPaZ=189.8Eb.齿向区域系数查机械设计图6-19取Z=2.46HHc3bcbaHc3bcba6取c=1，则Z=bc1=ca设计及计算过程1dZcosb=0.992bEHcbHHlim1Hlim1b.应力循环次数Hlim2Hlim212h11H1SHH2SHHH1H211.02.3495b.校核圆周速度ΕZ=0.992β装=Hlim1=Hlim2450MPa1K=1.05HN1K=1.1HN2[]=[]=H1H2H7,取K=1.01V,,K1.01d=d3V=70.243=69.34mm11K1.05V,s601000601000(3)确定主要参数①计算法向模数m=1=2.28mmnz301②计算中心距mm③按圆整后的中心距修正螺旋角2a2130即β=17°50′24″将β=17°50′24″带入上述过程进行计算得,m=2.34mm<2.5mmn故设计合理，不需再做修正④计算分度圆直径KK=Vd=1精度级格=m8d=2n==181.21mmd1bbmmmm1曲疲劳强度果2b=85mm1 F1bdmFa1Sa1ebF11n 1n①计算重合度系数Y=0.25+=0.25+=0.68eea②计算螺旋角系数③计算当量齿数zv1cos317.84。z=zv2cos317.84。④由机械设计图6-21取齿形系数Y=2.48，Y=2.20Fa1Fa2⑤由机械设计图6-22取应力集中系数Y=1.64，Y=1.75Sa1Sa2⑥计算弯曲疲劳许用应力[σ]=K·σ/SFFNFlimHσ=450MPa，σ=350MPaFlim1Flim2KFN1=KFN2=1V1z1.88V2 =350MPaFlim2K=KFN1FN29⑦计算弯曲应力=67.1MPa<[]F1F22.481.64F22蜗杆蜗轮的选择计算(1).选择蜗杆的传动类型(2).选择材料、精度等级和蜗杆头数(3).按齿面接触疲劳强度进行计算根据闭式蜗杆传动的设计准则,先按齿面接触疲劳强度进行设计,再核齿根弯曲疲劳强度。计算公式ZZ2HH F2页45钢，蜗轮中等冲击K=1.1A载荷平稳K=1.1βvmsK=1.052v211④查表得ZE=155MPa⑤查表得(b=250MPa(s=200MPa⑥应力循环次数：22218MPaHbN2查表取m3q=1250mm3则m=5，d=50mm，q=101(4).蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸①蜗轮的分度圆直径d=mz=5×36=180mm22K1.1AK=1.1β2Z=155E sN=3.64×1072Hm②中心距212③蜗杆头数z=2，直径系数q=10；齿顶圆直径d=60mm；分度圆1a1q1a2设计及计算过程结果④蜗轮蜗轮分度圆直径蜗轮齿顶圆直径蜗轮喉圆直径蜗轮齿根圆直径⑤确定精度等级v则(5).校核齿根弯曲疲劳强度FddmFbF12Y=1-γ/140O=0.92β③许用弯曲应力FsbN2mvY=1.80FβFFsbN2④弯曲应力(6).精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从aKApd箱体面积则工作油温为蜗轮-蜗杆理共28页第12页轴的45钢和计算当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，各轴头直径dC31=1183=12.11mm11n91011dC31=1183=122n50.561223dC32=1073=34.39mm333n22.08233空相匹配及d必须和联轴器空相匹配，及双键增大轴颈7%所以初定dmm1232轴的结构设计Ⅰ轴(蜗杆)的初步设计如下图：设计及计算过程结果装配方案是：右端，甩油环、套筒、右端轴承、圆螺母止动垫片、圆螺母依次从轴的右端向左安装;左端，甩油环、套筒、套杯、左端轴承、套筒、圆螺母止动垫片、圆螺母、调整垫片、端盖、密封圈、键、联轴器轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向般可取直径差大于或等于(3~8)mm，承受轴向力的轴肩可取上限，否则可取(1~3)mm。轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=(1~3)mm。轴上的键槽在靠轴的外伸长度与外接零件及轴承端盖的结构有关。当用凸缘式端盖时，Lmm况下可以迅速打尺寸设计准则同Ⅰ轴。果装配方案：右端，齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装；左端，挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装。则同Ⅰ轴。由Ⅲ轴装轴承处轴的直径d=55mm，查《机械设计课程设计指导手 (轴承的校核将在后面进行)。61.8135.3R″R1R′R1FrFaR″R2R′R2FtR′=1437.2N水平面受力分析1F=1339NrR′=98.2N2水平面弯矩图果F=3503NtR″=2405N1R″=1098N2合成弯矩图173127N·mm149200N·mm转矩图T=317340mm量弯矩25006·m239407·m(1)计算大齿轮受力：33F=3==3503Nt1d181.22tanatan20oa1t1(2)计算轴承反力(图2、4)水平面垂直面(3)画出水平弯矩Mxy图(图3)，垂直面弯矩Mxz图(图5)M=M2+M2和合成弯矩xyxz图(图6)。(4)画出轴的转矩T图(图7)，T=317340N·mm初步分析Ⅰ~Ⅲ三个截面有较大的应力和应力集中。现对Ⅱ面将进行安全系数校核。T=31734031212(6)画当量弯矩图(图8)，由M,v=(2(v==0.11v==0.04 (526T325(9)求截面II的应力1M173127 T317340Tam2(10)求截面Ⅰ的有效应力集中系数因在此面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm，其应力集k=1.95，k如果一个表面上有多种产生应力集中的结构，则分别求出其有效应力集中系数，从中取最大值。(11)求表面状态系数β及尺寸系数εσ、ετστaaaa (TM=173121aa(12)求安全系数(12)求安全系数=华华华华华华TkT1人169TTk1.39TT+vT人7.15+0.04人7.15beaTm2人0.78理则综合安全系数为华T算选用角接触轴承。现计算Ⅲ轴上的一对轴承的寿命。NNr111NNr222N2N22.计算单个轴承的轴向载荷S+F=1961.2+1127=3088.2N>N1NN.计算当量载荷F1961.2r122则P=1.4(1×2801.7＋0×1961.2)=3922.4N1P=1.4(0.41×1102.4＋0.87×3088.2)=3138.7N21.计算寿命因为是球轴承，取ε=3，则2.静载荷验算00P=XF+YF=0.5×2801.7＋0.38×1961.2=2146.1N010r10a1因P<F，故取P=F=2801.7N<<C。01r101r1P=XF+YF=0.5×1102.4＋0.38×3088.2=1724.7N<<C020r20a23.极限速度验算P3922.4P3138.7查图得f=0.9，f=0.96，tanβ=F/F=0.7，tanβ=F/F=2.811121a1r12a2r2查图得f=0.995，f=0.96，则2122ffn=0.9×0.995×6700=6000r/min>n1121limffn=0.96×0.96×6700=6175r/min>n1222lim故选用7209C型向心角接触球轴承符合要求。择与校核普通平键具有靠侧面传递转矩。对中良好，结构简单、装拆方因此减速器的键连接选用普通平键。1.输入轴与联轴器联接采用平键联接dmmLmmGB96-2003系列X=11Y=01X=0.412Y=0.872P=3922.41NP=3138.72NL=Lh3.轴3与大齿轮、联轴器联接采用平键联接h=9。与联轴器的联接：选择A型平键联接根据轴径d=38mm，L4.校核1424444减速器中等冲击，因此选择弹性联轴器——弹性套柱销联轴器，这种联轴器柱销上有橡胶套，由此获得补偿两轴相对位移的能力。直径14mm轴孔长度和密封说明杆减速器，且其传动的圆周速度v<12m/s，故蜗杆度h=62mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。大、小斜齿圆柱齿轮采用飞溅润滑,轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v<1500r/min，所以选择润滑脂的。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃，不允许使用任何垫片。轴伸处密封应涂以润他技术说明在安装调整滚动轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。当轴直径为30~50mm时，可取游隙为当传动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。也可调整蜗轮轴垫片，使蜗杆轴心线通机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘、宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响。但是由于其形状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算，但是可以根据经验公箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确2.通气器减速器运转时，箱体内温度升高，气压加大，对密封不利，故在窥视孔盖上安装通气器，是箱体内热膨胀气体自由箱体缝隙处的密封性能。考虑到煤场的工作环境，选用带金属滤网的通气器。3.启盖螺钉在减速器装配时于箱体剖分面上涂有水玻璃或密封胶，为了便于开盖故设有启盖螺钉。其螺纹长度要大于机盖成