机械设计课程设计

目录一、设计题目二、设计任务三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算〔一〕、电动机选择〔二〕、分配传动比〔三〕、计算各轴转速、功率和转矩四、传动零件计算〔一〕、高速级齿轮计算设计〔二〕、低速级齿轮设计计算：〔三〕、两级齿轮组设计结论〔四〕、两级齿轮有关参数计算〔五〕、链传动设计计算五、轴的设计计算〔一〕、高速轴初步计算〔二〕、中间轴初步设计计算〔三〕、低速轴初步设计计算〔四〕、低速轴强度校核计算六、键连接的选择和设计〔一〕、键的选择及参数〔二〕、键强度校核七、滚动轴承的选择和计算〔一〕、轴承的选择〔二〕、低速轴轴承寿命校核：八、联轴器的选择九、箱体设计〔一〕、箱体有关尺寸确定〔二〕、箱体附件选择设计十、润滑和密封设计十一、设计小结十二、参考资料一、设计题目带式输送机传动装置传动简图如下二、设计任务设计一二级展开式齿轮传动装置。工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，试用期十年〔每年300个工作日〕，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96.题号输送带的牵引力F/kN输送带的速度v/(m/s)输送带滚筒的直径D/mm4-D2.51.3370三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算〔一〕、电动机选择传送带速度v＝1.3m/s传送带滚筒直径:370mm传送带的牵引力：2.5kN工作机所需功率两级齿轮0.98联轴器0.99链轮0.96所需电机功率：电动机选择：Y系列〔IP44〕三相异步电动机电动机型号额定功率满载转速堵转转矩――――额定转矩最大转矩――――额定转矩质量同步转速Y132M1-64kW960r/min2．02．073kg1000r/min，6极〔二〕、分配传动比工作机转速总传动比初步拟定链传动比为，那么两级齿轮传动比为＝iwi0=14.312.2=6.5分配第一级齿轮传动比为，第二级齿轮传动比为(三)、计算各轴转速、功率、转矩1.各轴转速电动机轴I轴II轴III轴滚筒轴2.各轴输入功率I轴II轴III轴滚筒输出轴3.各轴输入转矩I轴II轴III轴滚筒输出轴电机轴轴=1\*ROMANI轴=2\*ROMANII轴=3\*ROMANIII滚筒轴=4\*ROMANIV功率P/kW43.963.843.733.54转矩T/(N.m)39.39111.16251.58502.41转速n/(r/min)960960329.90141.5967.10传动比1：12.912.242.2效率0.990.970.970.95四、传动零件计算〔一〕、高速级齿轮计算设计齿轮材料，热处理及精度考虑到斜齿轮具有传动平稳，承载能力大的优点，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮〔1〕

齿轮材料及热处理①材料：小齿轮：40Cr〔调质〕硬度：280HBS大齿轮：钢〔调质〕硬度：240HBS选择小齿轮齿数Z1=24大齿轮齿数Z2=②齿轮精度按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化2、按照齿面接触强度计算：按齿面接触强度设计确定各参数的值:初选K由图10-30选取区域系数Z=2.433由图10-26查得那么由课本公式10-13计算应力值环数N=60nj=60×960×1×〔2×8×300×10〕=2.7648×10N由课本P20310-19图得K轮的疲劳强度极限=取失效概率为1%,平安系数S=1,应用公式10-12得:[]==0.89×600=534[]==0.92×550=506许用接触应力查课本由表10-6得：=189.8MPa12由表10-7得:=1T=95.5×10×=3.939×10Nm3.设计计算①小齿轮的分度圆直径d=②计算圆周速度③计算齿宽b和模数计算齿宽bb==43.26mm计算摸数m初选螺旋角=14=算齿宽与高之比齿高h=2.25=2.25×1.75=3.94==10.98⑤计算纵向重合度=0.318=1.903算载荷系数K使用系数=1.25根据,7级精度,查课本由表10-8得动载系数K=0.9,查课本由表10-4得KHβ=1.418查课本由表10-13得:K=1.31查课本由表10-3得:K==1.2故载荷系数:K＝KKKK=1.25×0.9×1.2×1.418=1.9125实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=43.26×=45.91⑧计算模数=4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式≥⑴确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩T=95.5×10×=3.939×10N.m②计算当量齿数Z③初选齿宽系数∅按对称布置，由表查得∅④初选螺旋角初定螺旋角β⑤载荷系数KK⑥查取齿形系数和应力校正系数查课本由表10-5得:齿形系数YFα1=2.592Y

应力校正系数Y螺旋角系数Y

据纵向重合度εβ=1.903由图10-28⑨计算大小齿轮的N=60nj=60×960×1×〔2×8×300×10〕=2.7648×10N查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮大齿轮查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数:KFN1=0.82取弯曲疲劳平安系数S=[]=[]=大齿轮的数值大.选用.⑵设计计算计算模数比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=45.91来计算应有的齿数.于是由:Z1=d1COSβm那么Z2=22×2.91=64

②几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为90按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径圆整后取x=d计算齿轮宽度B=圆整后取 〔二〕低速级齿轮传动的设计计算〔1齿轮材料及热处理

①材料：小齿轮：40Cr〔调质〕硬度：280HBS大齿轮：钢〔调质〕硬度：240HBS小齿轮齿数：=32那么z=2.24×32=72⑵齿轮精度72按GB/T10095－1998，选择7级，齿根喷丸强化。⑶按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值①试选K=1.6②查课本由图10-30选取区域系数Z=2.16选,查课本由图10-26查得=0.81=0.91=0.81+0.91=1.72应力循环次数N=60×n×j×L=60×329.90×1×(2×8×300×10)=9.501×104.242×10由图10-19查得接触疲劳寿命系数K=0.92K=0.94查课本由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,平安系数S=1,那么接触疲劳许用应力[]==[]==0.94×550=517 [534.5查课本由表10-6查材料的弹性影响系数=189.8MPa12选取齿宽系数T=111.16KN∙m2.计算圆周速度3.计算齿宽b=d=1×56.04=56.044.计算齿宽与齿高之比模数m=齿高h=2.25×m=2.25×1.70=3.825=65.71/5.4621=12.03bh5.计算纵向重合度6.计算载荷系数K使用系数K=1.25由表10-4用插值法得K=1.4206由表10-8差得=1.11由图10-13查得K=1.35由表10-3查得K=K=1.2故载荷系数K＝=1.25×1.11×1.2×1.4206=2.377.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=56.04×计算模数3.按齿根弯曲强度设计m≥㈠确定公式内各计算数值〔1〕

计算小齿轮传递的转矩T〔3〕

初选齿宽系数

按对称布置，由表查得〔4〕

初选螺旋角

初定螺旋角＝14〔5〕

载荷系数KK〔6〕

当量齿数

Z由表10-5查得齿形系数和应力修正系数〔7〕

螺旋角影响系数据由图10-28查得螺旋角影响系数Y〔8〕

计算大小齿轮的查图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限

查图10-18得弯曲疲劳寿命系数K=0.86K=0.88弯曲疲劳平安系数S=1.4[]=[]=计算大小齿轮的,并加以比拟

大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.计算模数比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=63.84来计算应有的齿数.取z=31z=2.24×31=69.9取z=70

②初算主要尺寸计算中心距a==将中心距圆整为104修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,,等不必修正

分度圆直径d=圆整后取计算齿轮宽度圆整后取 〔三〕、两级齿轮组设计结论齿宽分度圆直径压力角齿数中心距/mm模数/mm齿顶圆直径/mm齿轮结构/mm/mm/mm/mm主动轮从动轮高速齿轮51464613220226489250136实心式腹板式低速齿轮696464144203170104264148实心式腹板式〔四〕、两级齿轮有关参数计算〔参数含义见课本P231〕两级大齿轮形状及机构参数如下所示高速级大齿轮低速级大齿轮d3642d57.667.2C13.819.2δ1010D110122D83.894.6d13.113.7d136148CC1C1齿轮结构参数计算公式见机械设计课程设计P36.〔五〕、链传动设计设计条件:输入功率p主动链轮转速n1=141.59r/min确定齿数取小链轮齿数确定计算功率由表9－6查得，由图9－13查得主动链轮齿数系数KZ=1.28，单排链，那么计算功率为：选择链条型号和节距根据Pca=4.77及n1=141.59r/min查图9－11，可选16-A计算链条数和中心距初选中心距a030～50p=取链长节数为Lp查表9－7得到中心距计算系数f1=0.24868，那么a=计算链速v，确定润滑方式v=由v＝1.14m/s和链号16A，查图9－14可知应采用滴油润滑。计算压轴力有效圆周力为：Fe链轮水平布置时的压轴力系数KFP=1.15，那么压轴力小链轮根本尺寸名称符号计算值分度圆直径dd=齿顶圆直径dd齿根圆直径d齿高hhamax确定的最大凸缘直径d大链轮尺寸名称符号计算值分度圆直径dd=齿顶圆直径dd齿根圆直径d齿高haminhamax确定的最大凸缘直径dg链轮轴向尺寸计算名称符号计算数值齿宽0.95b齿侧倒角0.13p齿侧半径38.1mm齿全宽14.96mm五、轴的设计计算〔一〕、高速轴初步计算：轴选用45号钢，调质处理根据表15-3取那么考虑键槽的影响得d〔二〕、中间轴初步设计计算：取那么考虑键槽的影响得d2=d×1.07=26.67mm〔三〕、低速轴初步设计计算：取那么考虑键槽的影响得d3=1.07×d=35.02mm〔四〕、中间轴强度校核计算1、受力分析：2、应力图各力值及强度校正FtFre1Fae1FaeFFFr2易得危险截面的位置，即承受最大弯矩和最大扭矩的位置，在此减速器中为大齿轮内侧，按上述数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力W=WTσca=精确校核整根轴均受到弯矩的作用，在A,DⅠⅣ截面上弯矩较小，且不受扭矩作用，算然ⅠⅣ截面上有应力集中的影响，但同时轴颈也大，故无需校核，上面校核可知在BC截面间B截面应力最大，但应力集中不大〔过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端〕，而且这里的轴颈最大，故BC截面也不必校核。ⅡⅢ截面的应力集中相似，由上面计算可得，应力最大的截面靠近Ⅱ截面，因而该轴只需校核截面Ⅱ左右两侧即可。截面Ⅳ右侧〔1〕、截面右侧。W=πWT=截面Ⅱ的右侧的弯矩M为M=151.3-118.85截面Ⅳ上的扭矩为=111.14截面上的弯曲应力截面上的扭转应力==轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得：因经插值后可得ασ=轴性系数为=0.85KσKτ所以轴未经外表强化处理，即βq=1按式3-12KσKτ碳钢的特性系数φφτ平安系数SσSτS故可知其平安。⑵、截面左侧。抗弯系数W=4012mm抗扭系数WT图中齿轮宽度分别为63mm和46mm截面Ⅱ的左侧的弯矩M为M=151.3-118.85截面Ⅳ上的扭矩为=111.14截面上的弯曲应力截面上的扭转应力==过盈配合处的kσεσkσ轴按磨削加工，由附图3-4得外表质量系数为轴未经外表强化处理，即βq=1按式3-12KσKτ碳钢的特性系数φφτ平安系数SσSτSca故可知其平安。六、键连接的选择和计算〔一〕、键的选择及参数高速轴：(18mm)6×6×32中间轴：36(36mm)低速轴：(43mm)12×8×56(35mm)〔二〕、键强度校核高速轴键强度校核d＝18mm,T=39.4N.mk=0.5h=3mml=L-b=32-6=26mm,键材料用钢σ中间轴键强度校核34d=36mmT=111.16N.mk=0.5h=4mml=L-b=26mmσ由于较短的一个键强度已足够，故不再校核。与大齿轮轮毂连接键强度校核(43mm)12×8×56d＝43mm,T=251.58N.mk=0.5h=4mml=L-b=56-10=46mmσp与链轮轮毂连接键强度校核(35mm)d=35mmT=502.41N.mk=0.5h=4mml=L-b=60mmσ七、滚动轴承的选择和计算〔一〕、轴承的选择由于斜齿轮产生轴向力，故采用角接触球轴承。各轴承代号及结构尺寸如下：轴承代号根本尺寸/mm根本额定动载荷C额定静载荷CdDBa高速轴7205C25521512.716.510.5中间轴7206C30621614.223.015.0低速轴7208C4080181736.825.8〔二〕、中间轴轴承寿命校核：中间轴：7206C〔角接触球轴承〕受力图 =2、寿命计算1〕.求两轴承受到的径向载荷F轴承为角接触球轴承，承受径向载荷FFFFF将轴系局部受到的空间力分解成铅锤面和水平面两个平面力系。由力分析可知：FFF2〕.求两轴承的计算轴向力F对于7026C型轴承，按表13-7，轴承派生轴向力Fd=eFr，其中e为表13-5中的判断系数，其值由FaFdFd1+FFa1由于Fa1C0=1.107215=0.0738Fa2e1e2再计算

F同〔*〕式得FFa1e1e2=0.43+Fd同上可得FFa1得到FaC3〕.求轴承担量动取载荷PFF由表13-5查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X轴承2X因轴承运转中有中等冲击载荷，按表12-6，fp=1.2~1.8P1P24.验算轴承寿命。因P1>PL所以所选轴承满足寿命要求。八、联轴器的选择〔一〕、计算转矩取得〔二〕、选择联轴器连轴器公称转矩应大于计算转矩，查表17－14选择型号为LT4的弹性套柱销连轴器。联轴器标记：LT4联轴器，主动端：型轴孔、A型键槽、d=20mm、L=40mm从动端：型轴孔、A型键槽、d=25mm、L=40mm九、箱体设计〔一〕、箱体有关尺寸确定尺寸一、表九-1：名称符号尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm地脚螺栓直径16mm地脚螺栓数目n4尺寸二、表九-2：名称符号尺寸箱座凸缘厚度b12mm箱盖凸缘厚度12mm箱座底凸缘厚度16mm轴承旁连接螺栓直径12mm箱盖与箱座连接螺栓直径10mm连接螺栓的间距l150~200mm轴承盖螺钉直径8mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径d8mm22、18、1620、16轴承旁凸台直径凸台高度h43mm外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离8mm齿轮端面与内箱壁距离8mm〔二〕、箱体附件选择设计视孔和视孔盖设计A=120mm,6个R=8mmh=5mm通气器选，参数见P47油标M12，参数见P48放油孔和螺塞M15×1.5参数见P49十、润滑和密封设计〔一〕、润滑油选择传动零件采用浸油润滑，润滑油牌号为L-AN68，装油高度为42mm轴承采用脂润滑，润滑脂牌号为ZL－2，装脂量为轴承空间的1/3~1/2〔二〕、密封设计轴承密封采用毡圈密封，十一、设计小结(一)、课程设计心得体会通过本次课程设计，对三