机械课程设计.docx

目录一、 传动方案拟定-2二、 电动机的选择-2三、 确定传动装置的总传动比和分配传动比-3 四、 计算传动装置的运动和动力参数-4 五、 齿轮的设计计算-4六、 轴的设计-7a) I轴的设计计算-7b) II轴的设计计算-12 七、 滚动轴承的设计计算-17八、 键的选择及设计计算-19九、 润滑与密封-19十、 设计结果-20 十一、 设计总结-20十二、 参考资料目录-20计算项目及内容主要结果一 传动方案的拟定1传动结构组成：电动机 V带 减速器 联轴器 工作机构2工作条件：a、传动不逆转 b、工作连续、平稳 c、启动载荷为公称载荷的1.25倍 D、每天工作8个小时，寿命10年 e、批量生产3原始数据：输送带拉力F=4000N;速度V=0.75m/s；鼓轮直径D=300mm。4设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动本设计原动机为电动机。工作机为皮带输送机。传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：N筒=601000V/D=6010000.75/（300）=47.7r/min二 电动机选择1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机2、电动机功率选择：传动装置的总功率：依据老师所给取弹性联轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带、链、滚筒的效率分别为联轴器=0.99；齿轮=0.975;轴承=0.988; 带=0.95； 链=0.97；滚=0.96总=带轴承3轴承联轴器 链滚 =0.950.98830.9750.990.970.96 =0.8235原始数据：F=4000NV=0.75m/sD=300mm驱动卷筒的转速N筒=47.7r/min总=0.8235计算项目及内容主要结果电机所需的工作功率:P工作=FV/1000带=40000.75/（10000.8235）=3.64kw确定电动机转速：按手册表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I1=36。取V带传动比I2=24，滚子链传动比I3=26则总传动比范围为：I总=I1I2I3=（36）（24）（26） =12144电动机转速范围为N电动机= I总n筒=（12144）47.7=527.46868.8r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、和3000r/min。根据容量和转速，查有关手册有三种适用的电动机型号：现比较四种如下：型号额定功率Kw同步转速r/min满载转速r/min电动机质量kg总传动比Y160M1-8475072010537.89Y132M1-6410009607550.53Y112M-44150014404775.79Y112M-243000289045152.11根据传动方案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选Y112M-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Y112M-4其主要参数 额定功率 4kw 满载转速 1440r/min 额定转速1500 r/min 总传动比75.79三 计算总传动比及分配各级的传动比1 总传动比： I总=n电动/n筒=1440/47.7=30.192分配各级传动比：取滚链 I链=30.19（1/3）=3.11(I=2-6合理)令I带=2.5（普通V带 I=2-4合理）I总=I齿轮I链I带电机所需的工作功率: P工作=3.64kw依据电动机规范大全得出各电动机参数选择电动机Y112M-4主要参数：额定功率 4kw满载转速1440r/min额定转速1500r/min总传动比75.79实际总传动比：I总=30.19计算项目及内容主要结果令I带=2.5（普通V带 I=2-4合理）I总=I齿轮I链I带I齿轮=30.19/(3.112.5)=3.88(单级齿轮减速器 I=3-6合理)所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围 四 传动装置的运动参数及动力参数计算1 计算各轴转速n电动机=1440r/minnI= n电动机/I带=1440/2.5=576r/minnII= nI/I齿轮=576/3.88=148.45r/minnIII= nII/I链=148.45/3.11=47.73r/min2计算各轴的功率PI=P电动机带=3.640.95=3.46kwPII=PI齿轴=3.460.9750.988=3.33kwPIII=PII链轴=3.330.970.988=3.19kw3 计算各轴扭矩T1=9550PI/nI=95503.46/576=57.37 NmTII=9550PII/nII=95503.33/148.45=214.22 NmTIII=9550PIII/nIII=95503.19/47.73=638.27 Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率Kw转矩Nm转速r/minI3.4657.37576II3.33214.22148.45III3.19638.2747.73五 齿轮设计计算（1).选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）。材料选择：根据题目设计要求，选择中碳钢由表11-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS,Hlim 1=610 MPa，FE1=460 MPa。大齿I带=2.5I链=3.11I齿轮=3.88各轴转速：nI=576r/minnII=148.45r/minnIII=47.73r/min各轴功率：PI=3.46kwPII=3.33kwPIII=3.19kw各轴扭矩：T1=57.37 NmTII=214.22 NmTIII=638.27 Nm动力参数计算结果选择45号钢依据机械设计基础11-1计算项目及内容主要结果材料选择：根据题目设计要求，选择中碳钢由表11-1选择小齿轮材料为45号钢(调质)，硬度为260HBS,Hlim 1=610 MPa，FE1=460 MPa。大齿轮材料为45钢(正火处理)，硬度为215 HBS，Hlim 2=400MPa，FE2=320 MPa两者材料硬度差为45HBS由机械设计基础表11-5，取SH=1.1, SF=1.25H1=Hlim 1/SH=610/1.1MPa=555MPaH2=Hlim 2/SH=400/1.1 MPa=364 MPaF1=FE1/SF=460/1.25 MPa=368MPaF2=FE2/SF =320/1.25 MPa=256MPa（2）.按齿面接触强度设计1由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.3. 由机械设计基础表11-6取齿宽系数d=0.92计算小齿轮传递的转矩已知小齿轮轴输入功率PI=3.460.988=3.42kw由公式TI=9.55106PI/nI =9.551063.42/576=56703 Nmm 3由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188 MPa1/2。4由公式10-13计算应力循环次数(一年按300计算) N1=60 nIjLh=60576(103008)=8.29108hN2=8.29108/3.88 = 2.14108h5由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d 2(u+1)ZH2KtTIZE2/u H2d1/3则小齿轮分度圆直径d1，代入H中较小的值得： d1 (21.3567034.882.521882/（0.93.883642）)1/3 =55.6mm取小齿轮的齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2 =iZ1=3.8824=93.12取Z2=93故实际传动比i=93/24=3.875则模数m=d1/z=55.6/24=2.3176计算齿宽b=dd1=0.955.6mm = 50.04mm 由此取 b1=55mm b2=50mmSH=1.1, SF=1.25齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计基础第166-176页TI=56703 Nmm d155.6mmZ1=24Z2=93b1=55mm b2=50mm计算项目及内容主要结果7计算中心距取m=2.5mm实际的d1=zm=242.5=60mm d2=932.5=232.5mm中心距a= （d1+ d2）/2 =(60+232.5)/2 =146.25mm(3).按齿根弯曲强度设计 由机械设计基础图11-8和图11-9，取 YFa1=2.76 YFa2 =2.25 YSa1=1.58 YSa2=1.82F1=2kTIYFa1Ysa1 /bz1m2=21.3567032.761.58/(502.5224)=85.72MPaF1 F2=F1(YFa2 Ysa2 )/ (YFa1YSa1)=85.722.251.82/(2.761.58)=80.49MpaF2达到安全要求(4).齿轮的速度V=d1nI/601000=60576/60000 = 1.81m/s=3050mm以保证足够的油量润滑（七）齿轮的结构示意图模数m=2.5mmd1=60mmd2=232.5mm中心距a=232.5mmF1=85.72MPaF2=80.49Mpa齿轮的速度V=1.81m/s各项尺寸：da1=65mmda2=237.5mmdf1=53.75mmdf2=226.25mmS1= S2=3.93mm润滑油的高度=3050mm计算项目及内容主要结果六、 轴的设计计算轴的结构设计总体要求：1轴要便于加工，轴上零件要易于装拆（制造安装要求）2轴和轴上零件要有准确的工作位置（定位）3各零件要牢固而可靠的相对固定（固定）4改善受力状况，减小应力集中和提高疲劳强度A、I轴的设计计算1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。由机械设计基础表14-1和表14-3可知： b=650Mpa,s=360Mpa,其中 +1b =210Mpa 0b=100Mpa, -1b=60Mpa按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输入端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118 则d118(P/n)(1/3)mm=118(3.64/576)(1/3)=21.81mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，故d=21.81(1+5%)=22.9mm 取d=24mm2、轴的结构设计大齿轮结构示意图（如左图）依据机械设计基础第242页选择45号钢机械设计基础表14-1和表14-3可得出相关数据C=118d=24mm轴计算公式和有关数据皆引自机械设计基础241248页计算项目及内容主要结果1）.轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，轴向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入。将估算轴d=24mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=26mm，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=35mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=30mm.择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1可得:轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm2）.确定轴的各段直径和长度段：d1=24mm 考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mmII段：d2=26mm 通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为 L2=55mm 。III段：d3=30mm初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册dDB=306016（手册表6-1）。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。故取长度为 L3=36mm段：d4=35mm依据机械设计基础设计手册和机械设计基础设计指导书段：d1=24mmL1=50mmII段:d2=26mmL2=55mmIII段：d3=30mmL3=36mm计算项目及内容主要结果由于齿轮的宽度b2=55mm，且此段轴的分度圆直径为D=60mm，可知此段的长度为 L4=55mm段：d5=40mm. 作为齿轮的轴向定位故此取长度为 L5=20mm初步选择滚动轴承型号为6206,查手册dDB=306016，故VI段：为L6=17mm见附图定义：轴的支承跨距指两个轴承各自中心距离由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm3、按弯矩复合强度计算a.已知转矩TI=57.37 Nm根据（6-34）式得圆周力Ft=2 TI/d1=257.37/0.06=1779Nb.求径向力Fr根据（6-35）式得Fr=Fttan=1779tan200=648NV带轮对I轴产生的径向力:查表138 KA=1.1 PC= KAP=4.4kw选择V带型号为A型 取d1=90mm 则d2=224mm则V带的速度为V=6.79m/s 速度范围合适a0=1.5(d1+d2)=471mm 取a0=500mmV带基准长度L=1502mm 取L=1500mm则实际中心距a0=549mm小带轮的包角=1800-(d2-d1)/a57.30=1800-(224-90)/54957.30= 1660 1200 V带的根数 查表13-5和13-7 z=Pc/（Po+Po）K Kl =4.4/（2.54+0.17）0.971=1.67 则取z=2 Fo=500(2.5/K-1)Pc/zV +qV2段：d4=35mmL4=55mm段：d5=40mmL5=20mmVI段：d6=30mmL6=17mm圆周力：Ft=1779N径向力Fr=648N机械设计基础V带的传动计算P221页计算过程依据机械课程设计基础例题13-2计算项目及内容主要结果=500(2.5/0.97-1)4/(26.79)+0.126.792=238N作用在轴上的压力F=22238Sin(166/2)=945Nc.因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=55.5mmd.绘制轴受力简图（如下图） e.绘制垂直面弯矩图轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=648/2=324 NFAZ=FBZ=Ft/2=1779/2=890N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyLA=3240.0555= 17.97Nm 则绘制垂直面弯矩图（如下图）f.绘制水平面弯矩图（如下图）作用在轴上的压力F=945NLA=LB=55.5mm例题计算过程仿照机械设计基础例题14-1计算过程FAY=FBY=324NFAZ=FBZ=890N垂直面弯矩：MC1=17.97Nm计算项目及内容主要结果MC2=FAZL/2=8900.555=49.37 Nmg.F力在支点产生的反力F1F=F/111=94587.5/111 =745NF2F=F+ F1F=1690N外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体布置尚未确定，可按最不利情况考虑h.F力产生的弯矩图（如下图）M2F=FK=9450.0875=82.69 NmC-C截面F力产生的弯矩为MaF= F1FLA=7450.0555=40.98 Nmi.考虑到最不利情况把MaF和（Mc12+Mc22）1/2直接相加Ma= MaF+（Mc12+Mc22）1/2 = (17.972+49.372）1/2+40.98 =93.52 Nmj.轴传递的转矩（如下图）TI=57.37 Nm水平面弯矩：MC2=49.37 NmF1F=745NF2F=1690NF力在B截面产生的弯矩M2F=82.69 NmF力在C截面产生的弯矩：MaF=40.98 NmMa=93.52 NmTI=57.37 Nm计算项目及内容主要结果k.危险截面的当量弯矩（如下图）由弯矩图可知bb截面最危险M2=M2F=82.69 NmMa=93.52 Nm其当量弯矩Mec=MC2+(T)21/2=93.522+(0.657.37)21/2=97.35 Nmm.校核危险截面b-b的强度e=Mec/0.1d33=97.35/(0.10.033)=36.06MpaMa=146.47 Nm但是b-b截面直径比c-c截面大F力在B截面产生的弯矩：M2F=188 NmF力在C截面产生的弯矩：MaF=94 NmMa=146.47 NmTII=214.22 Nm计算项目及内容主要结果其当量弯矩Mec=MC2+(T)21/2=1882+(0.6214.22)21/2=227.74 Nmm.校核危险截面b-b的强度eb=Mec/0.1d33= 227.74/0.10.053=18.22 Mpa -1b=60MPa同理：ec=21.33 Mpa -1b=60MPa该轴强度足够。七滚动轴承校核计算1、 输入轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=103008=24000h 由初选的轴承的型号为: 6206,查设计手册表6-1可知:d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN, 基本静载荷CO=15.0KN, （1）已知nI=576(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=890N根据课本P281（16-12）得轴承内部轴向力Fs=0.68FR 则Fs1=Fs2=0.68FR1=0.68890=605N(2) Fs1+Fa=Fs2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr24000h 预期寿命足够2.输出轴上的轴承:根据根据条件，轴承预计寿命Lh=103008=24000h 由初选的轴承的型号为: 6209,查设计手册表6-1可知:d=45mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, （1）已知nII=148.45(r/min)两轴承径向反力：FR=Faz=1843N根据课本P281（16-12）得轴承内部轴向力Fs=0.68FR 则Fs1=Fs2=0.68FR1=0.681843=1253N(2) Fs1+Fa=Fs2 Fa=0由此可知Fa/Fr=0， 并且Fa/Fr24000h 预期寿命足够LH=26719hLh=24000