机械设计项目新版说明书.docx

一、设计任务书设计谷物清选机斗式升运器传动装置：（1）工作条件：单班制，连续单向运转。载荷平稳，室外工作，料斗许可速度误差5（2）使用年限：（3）生产条件：中小型规模机械厂，批量生产。（4）动力起源：电力。三相交流（220/380V）（5）原始数据：驱动轮工作功率Pw=2.1kW，料斗升运速度V=1.3m/s，驱动轮直径D=200mm二、总体方案设计1.提出方案：（1）带传动+二级齿轮传动（2）齿轮传动+二级齿轮传动（3）链传动+二级齿轮传动2.确定方案：（1）组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。（2）特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。（3）确定传动方案：带传动承载能力较低，但传动平稳，噪声小，并有吸收振动和过载保护作用，宜部署在高速级。链传动瞬时速度不均匀，有冲击，宜部署在低速级。考虑到电机转速高，传动功率大，选择方案一，即带传动+二级齿轮传动，将V带设置在高速级。其传动方案以下： 图一:(传动装置总体设计图)选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。设计计算及说明关键结果三、电动机选择1.电动机类型和结构形式选择 三相异步电动机结构紧凑，价廉，维护简单，Y系列电动机含有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠特点，Y系列是全封闭式电动机，适适用于驱动常见机械设备，所以，综合考虑，选择Y系列三相异步电动机。 2.选择电动机容量由设计任务可知：驱动轮功率Pw为：2.1kw查设计手册可知：每对深沟球轴承效率1为：0.98每个联轴器效率2为：0.99每对斜齿圆柱齿轮啮合效率3为：0.96 带传动效率为4为：0.94传动总效率为：=123324 = 0.980.9930.9620.94= 0.807所需电动机额定功率为： Pe = Pw/ = 2.1kw/ 0.807= 2.602 kw 因为从设计手册中选择额定功率PePe,所以取Pe=4kw 3.确定电动机转速选择同时转速为1500r/min，经查手册能够查出对应电动机满载时转速n=1440r/min。4.选择电动机系列故参考设计手册选择Y112M-4型电动机，其额定功率为4kw,满载时电动机转速为1440r/min。P=4kw选择Y112M-4型电动机设计计算及说明关键结果四、传动装置总传动比及其各级分配1.传动装置总传动比：i =ne/nw工作机V=1.3m/s,驱动轮直径D=200mm依据公式:= n=124.14r/min所以总传动比i=1440/124.14=11.6查课程设计指导书表21可知二级斜齿圆柱齿轮减速器，为使两个大齿轮浸油深度大致相近，应使两个大齿轮直径相近，为此可取：i1=(1.2-1.3)i2现取i带=1.4 ，i1=1.23i2，即i1=3.2,i2=2.6。五、运动和动力参数计算 1.各轴转速n： 轴1：n1=n/i带=1440/1.4=1028.57r/min 轴2：n2=n1/i1=1028.57/3.2=321.43r/min 轴3：n3=n/i2=321.43/2.6=124.14r/min 2.各轴传输功率P： 轴1：P1=Pe4=40.95=3.762kw 轴2：P2=P123=3.7920.980.96=3.54kw 轴3：P3=P223=3.540.990.98=3.33kw 3.各轴输入扭矩T： 轴1：T1=9550P1/n1=95503.792/1028.57=34.93Nm 轴2：T2=9550P2/n2=95503.54/321.43=105.18Nm 轴3：T3=9550P3/n3=95503.33/124.14=257.3Nm运动和动力参数表轴号输入功率P(kw)输入扭矩T(Nm)输入转速n(rpm)13.76234.931028.5723.54105.18321.4333.3257.3123.6n1=1028.57r/minn2=321.43r/minn3=124.14r/minP1=3.762kwP2=3.54kwP3=3.33kwT1=34.93NmT2=105.18NmT3=257.3Nm设计计算及说明关键结果六、带传动设计计算1.带传动设计准则是确保在不打滑条件下含有一定工作寿命。其计算功率Pca=KAP=1.14=4.4kW，其中KA=1.1，n=1440r/min。查V带选型图得，选A型V带。2.初选直径dd1,经查表，取dd1=100mm，则dd2=140mm。3.确定中心距由0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），取a0=260mm。则L0=2a0+（/2）（dd1+dd2）+（dd1+dd2）2/4a0=898.53mm由表查得Ld=890mm，则a=a0+（Ld+L0）/2=255.74mm其包角1=180-10057.3/a=157.64.V带根数计算经查表，由Z=Pca/P=Pca/（P0+P0）KKL=4.4/（1.32+0.15）0.950.87=3.54，所以V带根数取4。5.张紧力计算F0=500（Pca/Zv）(2.5/K-1）+qv2 =5004.4/(47.54)（2.5/0.95-1）+0.17.542 =124.69N6.压轴力计算FQ=2ZF0sin(1/2)=24124.69sin(157.6/2)=978.54Ndd1=100mmdd2=140mma=255.74mm1=157.6Z=4F0=124.69NFQ=978.54N设计计算及说明关键结果七、传动零件计算 因为传动零件中两对齿轮为斜齿轮，软齿面材料，且为闭式，所以其关键失效形式是接触疲惫强度破坏，故先按轮齿接触疲惫承载能力设计，然后验算它齿面弯曲疲惫承载能力。这两对齿轮为单向运转。（一）第一对斜齿轮参数计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力。参考表6-1初选材料。小齿轮：40Cr，调质，241-286HBW。大齿轮：45钢，调质，217-255HBW。依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下： ,。按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下： ，。其中：小齿轮应力循环次数： 大齿轮应力循环次数： 按图6-8a查得接触寿命系数：Zn1=0.90，Zn2=0.93按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数：查表6-3，取安全系数以下：则： 小齿轮40Cr大齿轮45钢设计计算及说明关键结果2.确定中心距大齿轮许用齿面接触疲惫应力值较小，故将=507.3MPa代入，于是： 取=91mm，按经验公式=（0.007-0.02),取=0.0291=1.82mm,取标准模数=2mm取Z=25 ,Z=i1Z=3.225=80 反算中心距=(Z+Z)/2cos=2(25+80)/2cos12=107.35mm,符合。取=107mm螺旋角=arccos =arccos=11.13.选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度：查表6-9，并考虑该齿轮传动用途，选择8级精度。d143.34mmmn=2Z1=25Z2=80a1=107mm=11.1设计计算及说明关键结果4.正确计算载荷 查表6-4，=1.00查图6-9，齿轮传动啮合宽度b=查表6-6，取K=1.4查表6-5，且减速器轴刚度较大，所以=5.验算轮齿接触疲惫承载能力 其中，=2.5， 因为大齿轮许用接触疲惫应力较小，故将 =507.3MPa带入， 即: 齿面接触疲惫强度足够。接触疲惫强度足够合格设计计算及说明关键结果6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力 查图6-19，得 查图6-16，得两轮复合齿形系数 齿轮弯曲疲惫承载能力足够。7.齿轮几何尺寸 名称 计算公式小齿轮大齿轮法向模数/mm 2 2 法向压力角 20 20 螺旋角 11.1 11.1 齿数z 2580弯曲疲惫强度足够合格设计计算及说明关键关键结果 分度圆直径d/mm 齿顶高/mm 齿根高h/mm 齿全高h/mm齿顶圆直径d/mm齿根圆直径d/mm 顶隙c/mm 标准中心距a/mm 节圆直径/mm 传动比i 设计计算及说明关键结果（二）第二对斜齿轮参数计算1、选择材料和热处理方法，确定许用应力。参考表6-1初选材料。小齿轮：40Cr，调质，241-286HBW。大齿轮：45钢，调质，217-255HBW。依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW，按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下： ,。按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下： ，。其中：小齿轮应力循环次数： 大齿轮应力循环次数： 按图6-8a查得接触寿命系数：Zn3=0.93，Zn4=0.95按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数：查表6-3，取安全系数以下：则： 2.确定中心距大齿轮许用齿面接触疲惫应力值较小，故将=518.2MPa代入，材料：40Cr小齿轮45钢大齿轮设计计算及说明关键结果于是： 取=100mm，按经验公式=（0.007-0.02),取=0.02100=2mm,取标准模数=2mm取Z3=34 ,Z4=i2Z3=2.634=88 反算中心距a2=(Z3+Z4)/2cos=2(34+88)/2cos12=124.72mm,符合。取a2=124mm螺旋角=arccos =arccos=10.33.选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度：查表6-9，并考虑该齿轮传动用途，选择8级精度。d354.96mmmn=2mmZ3=34Z4=88a2=124mm=10.3设计计算及说明关键结果4.正确计算载荷 查表6-4，=1.00查图6-9，齿轮传动啮合宽度b=查表6-6，取K=1.4查表6-5，且减速器轴刚度较大，所以=5.验算轮齿接触疲惫承载能力 其中，=2.5， 因为大齿轮许用接触疲惫应力较小，故将 =518.2MPa带入， 即: 齿面接触疲惫强度足够。接触疲惫强度足够合格设计计算及说明关键结果6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力 查图6-20，得 查图6-16，得两轮复合齿形系数 齿轮弯曲疲惫承载能力足够。7.齿轮几何尺寸 名称 计算公式小齿轮大齿轮法向模数/mm 2 2 法向压力角 20 20 螺旋角 10.3 10.3 齿数z 3488弯曲疲惫强度足够合格设计计算及说明关键结果 分度圆直径d/mm 齿顶高/mm 齿根高h/mm 齿全高h/mm 齿顶圆直径d/mm 齿根圆直径d/mm 顶隙c/mm 标准中心距a/mm 节圆直径/mm 传动比i 设计计算及说明关键结果八、轴径初算 轴材料全部选为45调质钢，查表8-4得，=126103，则取第一根轴此初算轴径处有一个键槽，所以 圆整为 第二根轴此初算轴径处有两个键槽，所以 圆整为 第三根轴： 此初算轴径处有一个键槽，所以 圆整为 d118.6mmd1=20mmd228.9mmd2=30mmd333.04mmd3=35mm设计计算及说明关键结果九、初选轴承1、轴承 全部轴承全部试选为深沟球轴承。 第一根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径为25mm，轴承代号为6105 第二根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径为30mm, 轴承代号为6106第三根轴上轴承：依据以上轴径估算，轴承内径35mm，轴承代号为6107型号d/mmD/mmB/mmCr/KNC0r/mm轴161052547127.754.95轴261063055131026.88轴3610735621412.58.60十、轴强度校核（第二根轴） 1、计算齿轮受力。 斜圆柱齿轮螺旋角=11.1， 大齿轮受力 圆周力 径向力 轴向力 小齿轮受力 圆周力 径向力 轴向力 轴承：620562066207Ft2=1.29kNFr2=0.478kNFa2=0.253kNFt3=3.04kNFr3=1.126kNFa3=1.108kN设计计算及说明关键结果由此能够画出大齿轮受力图2、计算轴承支反力 水平面受力由公式 Ft256.5+Ft3138=FR2204FR1+FR2=Ft2+Ft3得 FR1=1.897kN,FR2=2.433kN垂直面受力 M2=Fa2d2/2=0.253163.05/2=20.63Nm M3=Fa3d3/2=1.10869.12/2=38.28Nm由公式 Fr256.5-Fr3138+M2+M3+FR2204=0 FR1+FR2+Fr2=Fr3得 FR1=0.308kN , FR2=0.34kN3、画出水平弯矩图（图d）和垂直面弯矩图FR1=1.897kNFR2=2.433kNFR1=0.308kNFR2=0.34kN设计计算及说明关键结果4.合成弯矩图由公式 M=MH2+Mv2,画出下图5画出转矩图6. 按下式求当量弯矩 在这里，取=0.6，由图并计算可知，在小齿轮处当量弯矩最大，并求得7、选择材料，确定许用应力。 轴材料选45钢调质，查表6-2得。 8、校核轴强度。取C截面作为危险截面，C截面处强度条件 结论：按弯扭合成强度校核大齿轮轴强度足够安全。Mc=182.9Nm轴强度足够合格设计计算及说明关键结果十一、轴承寿命（第二根轴上轴承6206）1、轴承型号。 6206型轴承：d=30mm,D=52mm,C0r=11.5KN,Cr=19.5KN。 2、计算当量动载荷。轴承受到轴向力有Fa2=0.253kN,Fa3=1.108kN,径向力 因为是深沟球轴承，没有派生轴向力，受力分析后得，Fa=0.855kN,轴左移，所以紧端为A轴承，松端为B轴承，即对A轴承校核。由Fa/C0r=0.855/11.5=0.074,在表9-7中介于0.0560.084之间，e在0.260.28之间。因为Fa/Fr=0.855/1.92=0.44e,查得X=0.56,Y在1.711.55之间，用线性插值法求Y Y=1.55+=1.607计算当量动载荷 Pr=XFr+YFa=0.561.92+1.6070.855=2.45kN 3、求寿命。因为载荷平稳，查表9-6，取=1.0, 查表7-5，取=1.0,对于球轴承，于是： 满足工作要求时间24000h。结论：6206轴承满足设计要求。FAr=1.92kNFBr=2.46kNe0.260.28之间Y=1.607Pr=2.45kNLh=2.6104h满足设计要求合格设计计算及说明关键结果十二、键强度校核（1）第二根轴上键1因为轴毂连接为静连接，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为34.93Nm，轴直径为38mm，查零件手册知：当轴公称直径3038mm时，键公称尺寸bh=108, 轴槽深t=5.0mm，键槽长度为L=45mm，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为： 符合要求。（2）第二根轴上键2因为轴毂连接为静连接，选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为105.18Nm，轴直径为38mm，查零件手册得 时，键宽b=10mm，键高h=8mm，轴槽深t=5.0mm,键槽长度为L=80mm,则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为： 符合要求。（3）第三根轴上键3因为轴毂连接为静连接，和低速级大齿轮相连，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm，轴直径为40mm，查零件手册知：当轴公称直径3844mm时，键公称尺寸bh=128, 轴槽深t=5.0mm，键槽长度为 合格合格设计计算及说明关键结果L=70(mm)，则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为： 符合要求。（3）第三根轴上键4因为轴毂连接为静连接，和联轴器相连，所以选择一般平键连接，端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm，轴直径为30mm，查零件手册知：当轴公称直径2230mm时，键公称尺寸bh=87, 轴槽深t=4.0mm，键槽长度为=70mm，则工作长度，工作高度，依据轴和轮毂材料，载荷平稳，从表12-1中查得键（钢）连接许用挤压应力，计算挤压应力为： 符合要求。十三、联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选择弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：Tc=257.3Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以选择HL3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm(HL3联轴器YA3082JB3082GB/T5014-1985)合格合格HL3联轴器YA3082JB3082设计计算及说明关键结果十四、箱体结构设计减速器箱体采取铸造（HT200）制成，采取剖分式结构为了确保齿轮啮合质量，大端盖分箱体采取H7/j6配合.1.箱体有足够刚度。在箱体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。2.考虑到箱体内零件润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采取侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面距离H为40mm。为确保机盖和机座连接处密封，联接凸缘应有足够宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为Ra6.3。3.箱体结构有良好工艺性。铸件壁厚为8，圆角半径为R=3mm箱体外型简单，拔模方便。4.对附件设计A.视孔盖和窥视孔在箱盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够空间，方便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，箱体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B.螺塞：放油孔在油池最底处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。C.油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。D.通气孔：因为减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在箱盖顶部窥视孔改上安装通气器，方便达成体内为压力平衡。E.盖螺钉：启盖螺钉上螺纹长度要大于箱盖联结凸缘厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。设计计算及说明关键结果F.定位销：为确保剖分式箱体轴承座孔加工及装配精度，在箱体联结凸缘长度方向各安装一个圆锥定位销，以提升定位精度。G.吊钩：在箱盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重物体。减速器箱体结构尺寸以下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12箱盖和箱座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M8,M8M10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）M6，至外箱壁距离查机械课程设计指导书表4222018，,至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4201614外箱壁至轴承端面距离=+（812）42设计计算及说明关键结果大齿轮顶圆和内箱壁距离1.214齿轮端面和内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚m1=7 m=7轴承端盖外径+（55.5）92102122轴承旁联结螺栓距离9090100十五、润滑密封设计1.润滑闭式减速器中传动件通常采取油浴润滑，轴承通常采取滚子轴承，因为高速级大齿轮线速度，而且该齿轮和低速级大齿轮分度圆直径几乎相等，故能够采取油润滑。2.密封1、为了确保箱盖箱座联接处密封，联接处表面要光洁，需要经过刮研，装配时涂一层水玻璃，提升接合面密封效果，但决不许可在接合面间加垫片，以免破坏轴承和孔正确配合。2、因为轴伸转动圆周速率小于5m/s，可使用毡圈密封形式。3、油标处密封采取O型橡胶密封圈3.装油量斜圆柱齿轮进入油池深度应大于等于10mm，多极传动时，低速级大齿轮浸油深度不得超出启齿顶圆半径1/3。通常浸入油池内齿轮顶圆到油池底面距离应大于3050mm，由此可确定减速器内最低油量：h=66mm,a=455mm,b=178mm V=hab=66455178=4.2升十六、设计总结经历三周课程设计，果真如老师说，这三周比上学期一学期学机械知识还要多，在最终一周时间里几乎天天晚上加班，早上八点多来 晚上十二点以后才回去，天天全部在忙着查资料，画装配图，碰到了问题就去找资料或问同学，根本就不会去想着休息或玩，不知不觉就到了晚上，甚至有时候全部不记得吃饭，然而，即使这几天有点累，而且没有时间去打球或干别事，但我自己感觉很充实，很快乐，因为当我一个人独自完成了任务，把设计说明书和图纸摆在面前时，我就感觉很有成就感。说长也不长，说短也不短，我认为这三周课程设计是我在大学里面收获最多一个阶段，不仅仅在知识层面，更多是学会了朝着自己目标而不舍昼夜奋斗，同学们在晚上十二点时候，教室还是跟白天一样，几乎全部在为课设加班。答辩前一天晚上大部分人全部在熬通宵。这种状态我想只有当一个人奋不顾身为目标时才会有。总一句话来说，这三周课程设计感慨颇多，收获也不少，这种感觉以后也一定还会有，体验过这次课设，未来就愈加得心应手，不会让自己手忙脚乱，无从下手，也会愈加有信心能够做好。附：参考资料1 机械设计课程设计指导书 张淑敏等主编 中国农大工学院 6月2 机械设计教程 吴宗泽等主编 机械工业出版社 3月 3 机械设计课程设计图册 龚溎义等主编 高等教育出版社 1989年5月第3版 4 机械设计课程设计指导书龚溎义等主编 高等教育出版社 1990年4月第二版5机械设计课程设计手册吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社 1999年6月第二版6 交换性和测量技术基础王伯平 主编 机械工业出版社 7月第二版