机械设计课程设计.docx

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1、机械设计课程设计目录 一 设计任务书2 二. 传动装置总体设计 3 三 电动机的选择 4 四 V带设计 6 五带轮的设计 8 六齿轮的设计及校核 9 七高速轴的设计校核 14 八低速轴的设计和校核 21 九 .轴承强度的校核 29 十键的选择和校核 31 十一.减速箱的润滑方式和密封种类的选择32 十二. 箱体的设置 33 十三. 减速器附件的选择 35 十四.设计总结37 十五。参考文献38 1 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。 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

2、械厂，可加工78级齿轮及蜗轮。 动力来源：电力，三相交流。 运输带速度允许误差：5%。 设计工作量：1.减速器装配图一张 2.零件图 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 _1.25_ 卷筒直径D _500_ 已给方案 3 三选择电动机 1传动装置的总效率： =122345 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=0.96*0.99*0.99*0.

3、97*0.98*0.96=0.86 电动机所需要的功率 P=FV/=4800*1.25/=6.97KW 2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i12,4;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

4、定功率7.5KW，满载转速971,额定转矩2.0,最大转矩2.0 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/min 7.计算各轴的功率 轴：P1=P1=6.970.96=6.5184(KW); 轴P2=P123=6.5184

5、0.990.97=6.25(KW); 卷筒轴的输入功率：P3=P22=6.250.980.99=6.06(KW) 8计算各轴的转矩 电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=96606.97/971=68.5 Nm 轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 Nm 轴的转矩：T3=T2i2*23=195.36.760.990.97=1267.8Nm 第二部分 传动零件的计算 .V型带零件设计 1.计算功率： PCA=KAP=1.37.5=9.75kA-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 5 四 2.选择带型 根据P

6、=9.75，n=971,可知选择B型；机械设计第八版157页 CA由表86和表88取主动轮基准直径 dd1=140mm则从动轮的直径为 dd2=420据表88，取db2=450mm 3.验算带的速度 pnv=dd13.14140971601000=601000=7.11m/s 机械设计第八版157页 7.11m/s 25m/s V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(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)，初步确定中心矩 机械设计第八版152页 ao=1000mm 5.计算带所需的基准长度： Ld0= 2a0+p(dd1+dd2)/2=(dd2-d21000+3.

7、14(450+140)/2+(450-140)2/(41000)=2950.6mm 机械设计第八版158页 2d1)/4a0= 6 由表82选带的基准长度Ld=3150mm 6.计算实际中心距a a=a0+(Ld-Ldo)/2=1000+(3150-2950.6)/2/2=1100mm 机械设计第八版158页 验算小带轮上的包角a1a=1800-(d01d2-dd1)57.3/a=163.9090o7.确定带的根数Z Zpca(p 机械设计第八版158页 0+Dp0)kakl由n=971r/min， d1403d1=mm,i=查表84a和表84b 得 p0=1.68，Dp0=0.31 查表85

8、得：ka=0.955,查表82得：kl=1.07，则 Zpca(p0+Dp0)kakl =9.75/(1.68+0.31)0.955 1.07=4.794 取Z=5根 8.计算预紧力 F0=500pcaVZ(2.5k-1)+qv2机158页a查表8-3得q=0.18 则F75.50=5009.7.115(20.955-1)+0.187.112=230.8N 7 9.计算作用在轴上的压轴力 F页 p=2zF0sin(a1/2)=25230.8sin81.950=2285.2N 机械设计第八版158五.带轮结构设计 带轮的材料采用铸铁 主动轮基准直径ddd2d1=140，故采用腹板式，从动轮基准直

9、径=450，采用孔板式。 六齿轮的设计 1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数； .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； (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，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Z2按齿面接触强度进行设计 由设计公式进行计算，即 2=163 d1t2.323kTt1fu+1u(Z2EdsH) 机械设计第八版203页 选用载荷系数Kt=1.3

10、 计算小齿轮传递的转矩 T1=95.510P51/n1=95.5106.518/480=12.968410N/mm548 由表10-7选定齿轮的齿宽系数fd=1；机械设计第八版1205页 由表10-6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa E2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限s轮的接触疲劳强度极限s3.计算应力循环次数 Hlim2Hlim1=600Mpa；大齿=550MPa N=60njL=60323.61=1.710；机械设计第八版206页 11h9N2=2.52210/6.76=0.3710 99取接触疲劳寿命系数KHN1=0.89, KHN2=0.895;机械设

11、计第八版207页 4.计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S=1，得 ssHK1=HN1slim1SK=534 =492.25 H2=HN2slim2S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d1t，带入sH中较小的值 4d1t2.323KTt1fu+1u(Z2EdsH)=2.3231.312.96841017.766.76(189.8492.251)23 =71mm (1)计算圆周的速度VpdV=1tn1601000=3.1471323.6601000=1.20mm/s (2)计算齿宽b b=fdd1t=171mm=71mm 9 (3)计算

12、齿宽和齿高之比。 模数mdt=z1t=2.95 mm =2.252.95=6.63 mm 1齿高h=2.25mbh=70.36.58t=11 (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直齿轮 kHav=0.6；机械设计第八版194页 =KkFa=1; A可得使用系数 =1;机械设计第八版193页 Hb用插图法差得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，k机械设计第八版196页 由bh=1.423； 10.68，kHb=1.423 可得KAFb=1.36 =10.611.423=0.8538 故载荷系数K=KKVKHaKHb 机械设计第八版192页 (5）按实际的载荷

13、的系数校正所算得的分度圆直径。 d1=dK1t3K=71t30.85381.3=61.6mm (6）计算模数m。 dm=z1=61.624=2.56； 16按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的计算公式 m23KTd12(YYFaFfz1sSa)；机械设计第八版201页 10 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大齿轮的弯曲强度极限aaFE1=500Mpa; =380 Mpa 机械设计第八版209页 FE22）查表可得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86, KFN2=0.87； 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得 KaFN1aFE1F1=S= 0.8

14、65001.4=307.14 Mpa KaaFN2FE2F2=S= 0.873801.4 =236.14 Mpa 计算载荷系数K K=KAKVKFaKFb= 10.611.36 =0.816 查取齿形系数。 查得 Y=Fa1 2.65 YFa2=2.06 机械设计第八版200页 6)查取应力校正系数。 查表可得YSa1 = 1.58 YSa2=1.97 机械设计第八版200页 YFaYSa计算大，小齿轮的sF并加以比较。 YYFa1Sa1s=2.651.85307.14=0.0159 F1YFa2YSa2s= 2.061.97236.14 =0.0172 F2大齿轮的数值大。 11 设计计算。

15、 m320.81612.968410124240.0172 =1.84 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 dZ11=71 mm，算出小齿轮数 =31 =1m= 2712大齿轮的齿数Z=6.7631=210 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，并做到结构紧凑，避免了浪费 4.几何尺寸的计算 计算分度圆直径 dd1=z=Z

16、1m=64mm 22 m=420mm (2)计算中心距 da=1+d22=242mm 计算齿轮的宽度 b=fdd1=64 mm 七轴的设计与校核 高速轴的计算。 12 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可取AO1= 323.6 r/min; p1=6.5184(KW)；查表=115； 机械设计第八版370页表15-3 pdmin=A3o1=11536.518323.6n=3

17、1.26mm 1三轴的机构设计 拟定轴上零件的装配方案 如图，从左到右依次为轴承、轴承端盖、小齿轮1、轴套、轴承、带轮。 13 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d1，取dI-P=32 mm，为了保证轴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 则dP-h=0.07d10.1d1，取h=2.5 mm，=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

18、取lP=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其尺寸为dl-P-=37 mm，故轴承的型号为6208，-=40mm，D=80mm, B=18mm.所以d=d-=40mm，l-= =18mm -3.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 lIV-V=s+a4mm10mm14mm 14 d-=48mm -同理l=s+a=14mm，d-=43 mm 至此，已经初步确定了各轴段的长

19、度和直径 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 确定轴上的倒角和圆角尺寸 参考课本表152，取轴端倒角为145，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a=9mm，L2简+L3支梁= 的l轴-的-支-承+l-跨+l-距： L= +l+l-2a= 15 18+14+64+14+18-2 9=120mm L1=47+50+9=106mm，L2=55 mm, L3=65mm 2.作用在齿轮上的力 F2195.3t=2T1d= 2420=916.6N tanaFnr=Ftcosb=333.6N Fa

20、=Ft=916.6N计算支反力 水平方向的M=0，所以 FHN2.110-Ft.55=0 ，FHN2=458.3N FNH1.110-Ft.65=0, FNH1=541.6N 垂直方向的M=0，有 FNV1.110-Fr.65=0， FNV1=197N FNV2.110-Fr.55=0, FNV2=166.8N 计算弯矩 水平面的弯矩 MCH=FNH2L3= 458.365=29789.5Nmm 垂直面弯矩 MCV1=FNV1L2=19755=10840 Nmm MCV2=FNV2L3=166.865=10840Nmm 合成弯矩 M22C1=MCH+MCV1=31700Nmm M=M2+M2C

21、2CHCV2=31700Nmm 16 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载荷 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 3.按弯扭合成应力校核轴的硬度 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 sMcca2V、MH及M的值列于下表： 垂直面V 水平面H FFM NH1=541.6N 458.3N NmmFFMHV1=197N 166.8N NH2HV2=H=29789.5V1MV2=10840Nmm M=31700Nmm 1M=31700Nmm 2T=1953

22、00Nmm +(aT)W2=3 =31.72+(0.6195.3)1000pd323=13.51QMPa 已由前面查得许用弯应力1=60Mpa,因ss4.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 -1，故安全。 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，

23、但应力集中不大 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: 硬度为HBS220 19 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 2.初步估计轴的最小直径 轴上的转速n 功率P由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 22n =47.7r/min；P=6.25kw 取A=115 22Opdmin=A3o2=1156.2547.7=n58.4mm .为了使所选的轴的直径2输出轴的

24、最小直径显然是安装联轴器处的直径ddI-III-II与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。 ca联轴器的计算转矩T则 =KAT2，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取KA=1.5.Tca=KAT21.51307.2=1906800Nmm按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩ca的条件。查机械设计手册R2.0，选HL5型弹性套柱销连轴器，半联轴器孔的直径dL1=107mmI=60mm，长度L142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。故取dI-II60mm 3.拟定轴的装配方案 20 4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。 选取dI-C=60mm, C-IIIlI-C107mm 。因

25、I-II轴右端需要制出一个 定位轴肩，故取d70mm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， 由轴知其工作要求并根据d70mm，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，dIII-IV=dV-VI=75mm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d 取做成齿轮处的轴段-的直径d-VI-VII=79mm85mm； 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为64 mm,取lV-VI=62mm轴承端盖的总

26、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，取端盖的外端面与带轮右端 面间的距离l 30mm， 故取lII-III50mm21 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. =32 mm. l-(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。 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm 参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R1.2mm 4.计算过程 22 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 L1157mm

27、 L2=65mmL3=55mm因此作为简支梁的支点跨距 L2L365mm55mm120mm. 计算支反力 作用在低速轴上的F2T221307.21000t=d=2420=6220N Fr=Fttana=2263.8N 水平面方向 MB0, FNH4120-Ft650 故FNH43369N F=0,FNH3=Ft-FNH4=6220N-3369N=2851N垂直面方向 MB0， FNV4120-Fr65=0, 故FNV4=1226NF0,FNV3=Fr-FNV4=2263.8N-1226N=1037.8N2)计算弯距 水平面弯距 MCH=FNH4L3= 336955=185295Nmm 垂直面弯

28、矩 MCV3=FNV3L2=1037.865=67457Nmm MCV4=FNV4L3=122655=67430Nmm 合成弯矩 23 MMC1=MM2CH+M+M2CV3=197190Nmm =197190Nmm 2C2CH2CV4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 载荷 支反FNH34V、MH及M的值列于下表3： 水平面H =2851N=3369N垂直面V FNVFNV=1037.8N=1226N5.按弯扭合成应力校核轴的硬度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯力 弯距M 总弯MFNH34MH=185295NmmMcV3cV4=67

29、457N.mm=67430N.mm=197190N.mm=197190N.mmM12距 扭距T MT1307.2 Nm 距和扭距的截面的强度。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 sMcca2+(aT)W2=)100021972+(0.613070.1853 MPa13.166 MPa ca已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因sLh，故所选轴承满足工作寿命要求。 2.低速轴上的轴承的校核 选用深沟球轴承61812，查机械设计手册R2.0得基本额定动载荷Cr=47.8KN,C0=32.8KN轴承的径向力计算： 轴承1 轴承2 因为 Fr1FF22

30、NH3+F+F22NV31290.32N 1825.35N Fr2FNH4NV4r1L所选轴承合适。 h48000h 十键的选择和校核 1.选择键的链接和类型 一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键 根据d45mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b14mm，键高h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L70mm 2.校核键连接的强度 键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力s=100-120MPa,p取其平均值。s110MPa. p键的工作长度lL-b=70-14=56mm 键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.59

31、=4.5mm 28 由式得， sP=2T10dKl3=292.81104.556453=16.37MPas=110MPa P故合适。键的类型为键1470 GB/1096-1979 3.带轮上的键的选择 带轮处键位于轴端，选择 键 C863 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=87 长度L=63mm， 键材料用45钢，查课本得 许用挤压应力sp100120Mpa，取sp110MPa键的工作长度lL-b63-855mm k0.5h0.573.5mm。 s2T103292.81103P=dKl=553.528=34.44MPas=110MPa 故合适。 P4.大齿轮上的键的选择 选择 键 70

32、20 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=2012 长度L=70mm， 键材料用45钢，查课本得 许用挤压应力sp100120Mpa，取sp110MPa键的工作长度lL-b70-2050mm k0.5h0.5126mm。 33sT10232210P=2dKl=65066=32.53MPas=110MPa P故合适。 5.联轴器上的键的选择 键位于轴端，选单圆头平键b=14mm,h=9mm,L=80mm. 29 工作长度lL-B=80-14=66mm，k0.5h0.59=4.5mm sP=2T10dKl3=23221034.56080=27.10MPas=110MPa P故合适。选择键C8

33、014 GB/T1096-1979 十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择 1.润滑方式的选择 在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。 齿轮圆周速度： 高速齿轮 V1=d1n1/(601000)=3.1445284/(601000)=0.669m/s2m/s 低速齿轮 V2=d2n2/(601000)=3.146679.78/(601000)0.276 m/s2m/s 由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。 2.润滑油的选择 由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。 3.密封方式的选择 输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调30 整毛毡密封效果，它的结构简单。 所以用毡圈油封。 十二箱体的设置 名称 计算公式 结 果 机座壁厚 =0.025a+18 10mm 机盖壁厚1