机械工程课程设计.docx

机械工程课程设计182020年4月19日文档仅供参考一、二、传动装置的设计1.传动方案的拟定及说明采用普通V和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时由于带传动具有良好的缓冲及吸震能力，机构简单，成本低，易于维护和使用。2.选择电动机（1）电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。（2）传动装置的总效率：由课程设计指导书表2-3查得:V带传动1=0.96，滚动轴承2=0.99，圆柱齿轮闭式与开式传动分别为3=0.97，4=0.96 。因此总效率 =0.960.9930.970.96=0.8674（3）电动机功率Pd=Pw/=6.2/0.8674=7.148kw（4）确定电动机的转速：查表2.2得：普通V带传动比i=24，圆柱齿轮i=35，单级圆柱减速器i=35，则总传动比i=18100 。转速nd=in=（18100）50=(9005000)r/min查表的电动机型号为：Y132S2-2电动机型号额定功率pedkw满载转速nmr/min堵转转矩/定转矩最大转矩/额定转矩Y132S2-27.529002.02.23.传动比分配！总传动比误差为5%，单向回转，轻微撞击根据电动机满载转速n可得总传动比i。i=nm/n=2900/50=58总传动比i=i1i2i3.得i1=3.45 i2=4.1 i3=4.14.运动条件及运动参数分析计算（1）各轴输入功率P1=Pd=7.148kwP2=P11=7.1480.96=6.862kwP3=P223=6.8620.990.97=6.590kwP4=P324=6.5900.990.96=6.263kw(2)各轴转速:n1=nm=2900r/min:n2=n1/i1=2900/3.45=840.580r/min:n3=n2/i2=840.580/4.1=205.019r/min:n4=n3/i3=205.019/4.1=50.005r/min(3)各轴转矩Td=9550Pd/nm=95507.148/2900=23.539N.m电动机输出转矩： T1=Td=23.539N.m各轴输入转矩： T2=T11i1=23.5390.963.45=77.962N.m T3=T223i2=77.9620.990.974.1=306.952N.m t4=T324i3=306.9520.990.964.1=1196.083N.m轴号功率PKw转速nr/min转矩TNm传动比i效率Pd=7.148290023.539580.966.862840.58077.9623.450.996.590205.019306.9524.10.976.26350.0051196.0834.10.96三、传动零件的设计1.V带传动设计（1）因为载荷变化较小且工作时间为8h/天，查设计基础表13-8得工作情况系数KA=1.1Pc=KAP=1.17.148=7.863kw（2）选择V带型号查设计基础219页图13-15得 选A型普通V带。（3）确定带轮直径 d1，d2查表13-9得d1应不小于75mm，取d1=100mm，=0.01 d2=d1i1(1-)=1003.450.99=341.55mm 取d2=355mm大轮转速n2=nmd1(1-) /d2=2900x100x0.99/355=808.732r/min误差为3.809%5%,误差较小，允许。（4）验算带速 V=d1nm/(60x1000)=3.14x100x2900/(60x1000)=15.177m/s 在525m/s范围内，因此带适合。（5）求V带基准长度Ld和实际中心距a 初步选定中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5x(100+355)=682.5mm 取a0=700mm，符合0.7(d1+d2) a02(d1+d2) 带长L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2x700+3.14x(100+355)/2+(355-100)2/(4x700)=2137.57mm 查表13-2，选用Ld=2240mm 实际中心距aa0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2137.57)/2=751.215mm=752mm（6）验算小带轮的包角1 1=180-(d2-d1)x57.3/a=180-(355-100)x57.3/751.215=160.55120,合格。（7）确定V带根数z 传动比i=d2/d1(1-)=355/100(1-0.01)=3.59,查表13-5得P0=0.34kw 由n1=2900r/min,d1=100mm查表13-3得P0=2.05kw 由1=160.55查表13-7Ka=0.95,由Ld=2240mm查表13-2得Kl=1.06 得z=Pc/(P0+P0)KaKl=7.863/(2.05+0.34)x0.95x1.06=3.45, 取4根，即z=4（8）求作用在呆两年轴上的压力Fq 查表13-1得q=0.1Kg/m 得Fq=(500Pc/zv)x(2.5/Ka-1)+qv=(500x7.863/4/15.177)x(2.5/0.95-1)+0.1x15.77=110.57N（9）带轮结构设计（略）2.齿轮传动设计计算 减速器齿轮设计： 电动机驱动，单向回转，载荷有轻微冲击。（1）选定齿轮材料及精度等级齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按设计基础表11-1选取，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。齿轮精度初选8级。（2）确定许用应力 查表11-1得Hlim1=585MPa, FE1=445MPa, Hlim2=375MPa, FE2=310MPa 查表11-5得安全系数SH=1.0， SF=1.25， H1= Hlim1/SH=585MPa， H2= Hlim2/SH=375MPa，F1= FE1/SF=356MPa， F2= FE2/SF=248MPa。（3）按齿面接触强度设计 齿轮按8级精度制造。查表11-3得取载荷系数K=1.1，查表11-6得齿宽系数d=0.8 小齿轮上的转矩：T1=9.55x103xp/n1=9.55x103x6.862/840.580=77.96x103N.mm 查表11-4取Ze=118，传动比i=4.1，又Zh=2.5 D1=（2KT1/d）（+1）/）（ZeZh/H2 ）=2x1.1x77.96x10x5.1x(188x2.5) /(0.8x4.1x375)=74.82mm 选取小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数Z2=ixZ1=4.1x19=77.978 实际齿数比i=78/19=4.105 模数m=d1/Z1=74.82/19=3.94mm 查表4-1得m=4mm（4）主要尺寸计算 实际分度圆直径d1=mZ1=4x19=68mm， d2=mZ2=4x78=312mm 齿宽b=dxd1=0.8x74.82=59.86mm， 取b2=60， b1=b2+5=65mm 中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm（5）按齿根弯曲疲劳强度校核： 由图11-8得Yfa1=2.97， Yfa2=2.26， 由图11-9得Ysa1=1.55， Ysa2=1.76 F1=2KT1Ysa1Yfa1/(bmZ1)=2x1.1x77.96x1.55x2.97/(60x4x19)=43.29MPaF1 F2=F1 Ysa2Yfa2/ Ysa1Yfa1=43.29x1.76x2.26/(1.55x2.97)=37.40MPaF2 合格。（6）验算齿轮的圆周速度： V=xd1xn2/（60x1000）=3.14x68x840.580/(60x1000)=2.99m/s6m/s 查表得选8级精度合适。（7）齿轮几何尺寸的确定 查设计基础4-2得：齿顶高系数ha*=1， 齿隙系数c*=0.25 齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x4=84mm Da2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x4=320mm 齿根圆直径： Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mm Dr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x4=302mm 齿距： P=m=3.14x4=12.56mm 齿顶高： ha=ha *m=4mm 齿根高： hf=(ha *+c *)m=5mm（8）齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构（da2500mm）。 大齿轮：(设计基础182页) 轴孔直径：ds=55mm 轮毂直径：dh=1.6ds=1.6x55=88mm 轮毂长度：Lh=（1.21.5）ds=6682.5mm，取77mm 轮缘厚度：=(34)m=(1216)mm，取=16mm 轮缘内经：D2=da2-2h-2=320-2x4.5-2x16=279mm，取280mm 腹板厚度：c=0.3b2=0.3x45=13.5mm，取c=15mm 副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+280)=184mm 腹板孔直径：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(280-88)=48mm 齿轮倒角：n=0.5m=23.开式齿轮设计：（1）选定齿轮的材料及精度 齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按设计基础表11-1选取，小齿轮的材料为38siMnMo表面淬火，齿面硬度为4555HRC，大齿轮选用45钢表面淬火，齿面硬度为4045HRC。齿轮精度初选9度。（2）接触许用应力 查表11-1得Hlim1=1170MPa, FE1=705MPa, Hlim2=1135MPa, FE2=690MPa 查表11-5得安全系数SH=1.0， SF=1.25， H1= Hlim1/SH=1170MPa， H2= Hlim2/SH=1135MPa，F1= FE1/SF=564MPa， F2= FE2/SF=552MPa。（3）按齿面接触强度设计 齿轮按9级精度制造。查表11-3得取载荷系数K=1.1，查表11-6得齿宽系数d=0.8小齿轮上的转矩：T1=9.55x105xp/n2=9.55x105x6.590/205.019=306.970x10N.mm 查表11-4取Ze=188，传动比i=4.1，又Zh=2.5 D1=（2KT1/d）（+1）/）（ZeZh/H2 ）=2x1.1x306.97x10x5.1x(188x2.5) /(0.8x4.1x1135)=56.469mm 选取小齿轮齿数Z1=19，则大齿轮齿数Z2=ixZ1=4.1x19=77.978 实际齿数比i=78/19=4.105 模数m=d1/Z1=56.469/19=2.97mm 查表4-1得m=3mm（4）主要尺寸计算 实际分度圆直径d1=mZ1=3x19=57mm， d2=mZ2=3x78=234mm 齿宽b=dxd1=0.8x56.469=45.175mm， 取b2=50， b1=b2+5=55mm 中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm（5）按齿根弯曲疲劳强度校核： 由图11-8得Yfa1=2.97， Yfa2=2.26， 由图11-9得Ysa1=1.55， Ysa2=1.76 F1=2KT1Ysa1Yfa1/(bmZ1)=2x1.1x306.970x103x1.55x2.97/(50x3x19)=363.614MPaF1 F2=F1 Ysa2Yfa2/ Ysa1Yfa1=363.614x1.76x2.26/(1.55x2.97)=314.176 MPaF2 合格。（6）验算齿轮的圆周速度： V=xd1xn2/（60x1000）=3.14x57x205.019/(60x1000)=0.612m/s2m/s 查表得选9级精度合适。（7）齿轮几何尺寸的确定 查设计基础4-2得：齿顶高系数ha*=1， 齿隙系数c*=0.25 齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x3=63mm Da2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm 齿根圆直径： Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x3=50.25mm Dr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x3=227.25mm 齿距： P=m=3.14x3=12.56mm 齿顶高： ha=ha *m=3mm 齿根高： hf=(ha *+c *)m=3.75mm（8）齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构（da2500mm）。 大齿轮：(设计基础182页) 轴孔直径：ds=55mm 轮毂直径：dh=1.6ds=1.6x55=88mm 轮毂长度：Lh=（1.21.5）ds=6682.5mm，取77mm 轮缘厚度：=(34)m=(912)mm，取=12mm 轮缘内经：D2=da2-2h-2=320-2x4.5-2x12=287mm，取290mm 腹板厚度：c=0.3b2=0.3x45=13.5mm，取c=15mm 副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+290)=189mm 腹板孔直径：d0=0.25(D2-dh)=0.25x(290-88)=48mm 齿轮倒角：n=0.5m=1.5总结：高速级 z1=19 z2=78 m=4 低速级 z1=19 z2=78 m=3四轴的设计计算1.减速器输入轴的结构设计（1）选择轴的材料，确定许用应力： 由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢调制。由设计基础表14-1得：硬度为217255HBS，强度极限B=650MPa，屈服极限s=360MPa，弯曲疲劳极限_1=300MPa。由表14-2得：=（3040）MPa，C=（118107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径） D1=Cx p/n=(107118) x 6.862/840.58=21.54523.760mm 考虑到轴的最小直径出要安装带轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%5%，取22.19124.948mm,由设计手册附表1.12取标准直径d1=24mm。（3）确定各轴段直径和长度 外伸段d1=24mm L1=60mm 段 d2=d1+2h=24+2x4=32mm 初步定选深沟球轴承6906K,内径为32mm，宽度9mm，取套筒长为18mm， L2=2+10+18+45=75mm 段直径d3=40mm L3=60-2=58mm（3）轴的强度校核 小齿轮分度圆直径d1=68mm d2=312mm 转矩：T1=77.962N.m 圆周力：Ft=2T1/d1=2x77.962x103/68=2293N 径向力：Fr=Ft1tan=Ftxtan20=903.44N 因为轴对称 因此La=Lb=50mm 绘制轴受力简图（图a） 绘制垂直面弯矩图（图b） Fay=Fby=Fr/2=451.72N Faz=Fbz=Ft/2=1146.5N 由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=451.72X50=22.586N.M 绘制水平弯矩图（图c） 截面C在水平面的弯矩为Mc2=FazxL/2=1146.5x50=57.325N.M 绘制合弯矩图（图d）Mc=(Mc12+Mc22)= (22.586+57.325)=61.614N.M 绘制转矩图（图e）T=77.962N.M 绘制当量弯矩图（图f）取转矩产生的扭切应力脉动循环变应力这和系数=0.6Mec=(Mc+(T) )=(61.6142+(0.6x77.962)2)=77.359N.M查表14-3得_1b=60MPa校核危险截面C的强度e= Mec/0.1d =77.359/(0.1x24 )=0.056MPa_1b=60MPa因此该轴满足强度 受力简图：2. 减速器输出轴的结构设计（1）选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢调制。由设计基础表14-1得：硬度为217255HBS，强度极限B=650MPa，屈服极限s=360MPa，弯曲疲劳极限_1=300MPa。由表14-2得：=（3040）MPa，C=（118107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径） D3=Cx p/n=(107118) x 6.590/205.019=34.02137.512mm 考虑到轴的最小直径出要安装齿轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%5%，取35.041 39.388mm,由设计手册附表1.12取标准直径d3=40mm。 （3）确定各轴段直径和长度 外伸段d1=40mm L1=70mm 段 d2=d1+2h=40+2x4=48mm 初步定选深沟球轴承6910,内径为50mm，宽度18mm，取套筒长为20mm， L2=2+10+20+55=87mm 段直径d3=55mm L3=70-2=68mm（3）轴的强度校核 齿轮分度圆直径d1=57mm d2=234mm 转矩：T2=306.952N.m 圆周力：Ft=2T1/d1=2x306.952x10 /57=10770N 径向力：Fr=Ft1tan=Ftxtan20=3920N 因为轴对称 因此La=Lb=50mm 绘制轴受力简图 绘制垂直面弯矩图 Fay=Fby=Fr/2=1860N Faz=Fbz=Ft/2=5385N 由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=1860X50=93N.M 绘制水平弯矩图 截面C在水平面的弯矩为Mc2=FazxL/2=5385x50mm=269.25N.M 绘制合弯矩图Mc=(Mc12+Mc22)= (93+269.25)=284.859N.M 绘制转矩图T=306.952N.M 绘制当量弯矩图取转矩产生的扭切应力脉动循环变应力这和系数=0.6Mec=(Mc+(T) )=(284.8592+(0.6x306.952)2)=339.24N.M查表14-3得_1b=60MPa校核危险截面C的强度e= Mec/0.1d =339.24x103/(0.1x40 )=52.97MPa_1b=60MPa因此该轴满足强度3. 的结构设计（1）选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢调制。由设计基础表14-1得：硬度为217255HBS，强度极限B=650MPa，屈服极限s=360MPa，弯曲疲劳极限_1=300MPa。由表14-2得：=（3040）MPa，C=（118107）MPa。（2）按钮转强度估算周径（最小直径） D=Cx p/n=(107118) x 6.263/50.005=53.53759.041mm。考虑到轴的最小直径出要安装齿轮，会有键槽存在，故需要将估算直径加大3%5%，取55.14361.993mm, 由设计手册附表1.12取标准直径d=63mm。五、滚动轴承的选择及寿命计算1. 输入轴承型号选择： 已知n2=840.58r/min 两轴承径向反力FR1=FR2=903.44N Fa=0 因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，因此选择深沟球轴承。根据前面计算知轴的内径为32m，因此内径代号为06（用轴承实际公称内径尺寸除以5的商数表示），得轴型代号为6906K 。 FA1/FR1e，FA2/FR2e，因此X1=X2=1，Y1=Y2=0滚动轴承当量动负荷P1=P2=XFr=903.44N， 因轴承需要工作8年每天24小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式Lh=（106/60n）x（ftC/（fpxP），其中转速n2=840.58r/min，查表16-8得温度系数（100时）ft=1，查表16-9得载荷系数（轻微冲击）fp=1.1，查附录1得C=Cr=22.5KN，寿命指数，对球轴承=3，得Lh= 230361.5h2. 输出轴： 已知n2=205.19r/min 两轴承径向反力FR1=FR2=3920N Fa=0 因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，因此选择深沟球轴承。根据前面计算知轴的内径为50m，因此内径代号为10（用轴承实际公称内径尺寸除以5的商数表示），得轴型代号为6910。 FA1/FR1e，FA2/FR2e，因此X1=X2=1，Y1=Y2=0滚动轴承当量动负荷P1=P2=XFr=3920N， 因轴承需要工作8年每天24小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式Lh=（106/60n）x（ftC/（fpxP），查表16-8得温度系数（100时）ft=1，查表16-9得载荷系数（轻微冲击）fp=1.1，查附录1得基本额定动载荷C=Cr=35KN，寿命指数，对球轴承=3，得Lh=43437h 六、键的选择及其校核计算1.所有键均选择A型平键，查设计基础第10章11节代号周径/mm键宽/mm键高/mm键长/mm2轴键248750轴2键40128453轴1键55161060七、箱体的设计1.类型选择：选择一级铸铁圆柱直齿轮减速器。2.箱体的主要结构尺寸：（mm）名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度尺寸8812乡做凸缘厚度b1箱底凸缘厚度b2地脚螺钉直径df地脚螺钉数目n轴承旁连接螺栓直径d1122016412盖与座连接螺栓直径d2连接螺栓d2的间距1轴承端盖螺钉直径d3检查孔盖螺钉直径d4定位销直径d510150868Df,d1,d2至外箱壁直径C1df,d2至凸缘边缘距离C2轴承旁凸台半径R1凸台高度h外箱壁至轴承座端盖的距离1614164040齿顶圆与内箱壁间的距离齿轮端面与内箱壁间的距离箱盖及箱做肋厚轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离12126.8,6.81021253.减速器附件的选择：