机械设计课程设计模板.doc

《机械设计课程设计模板.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计模板.doc（23页珍藏版）》请在淘文阁 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械设计课程设计模板.精品文档.机械设计课程设计说 明 书东北大学机械工程及自动化专业2007级2班设 计 者：孙铭康 指导教师：张伟华 2010年3月24日目 录一、设计任务书3二、电动机的选择计算3三、传动装置的运动及动力参数计算4四、传动零件的设计计算8五、轴的设计计算17六、轴的强度校核18七、滚动轴承的选择及其寿命验算26八、键联接的选择和验算30九、 联轴器的选择31十、减速器的润滑及密封形式选择31十一、参考文献32一、设计任务书1） 设计题目 ：设计胶带输送机的传动装置2） 工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量8

2、2清洁平稳小批3） 技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速 v(m/s)滚筒直径 D(mm)滚筒长度 L(mm)ZL-10A160000.24400850二、电动机的选择计算1）、选择电动机系列 根据工作要求及工作条件，应选用Y系列，三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏。2）、滚筒转动所需要的有效功率根据表4.2-9确定各部分的效率:传动滚筒效率 滚=0.96联轴器效率 联=0.99联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 轴承=0.99开式齿轮的传动效率 开齿=0.95（脂润滑）闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级精度）所需的电动机的功率 3). 滚筒的转速为： 查表4.12-1，选电动机Y

3、132M26型 ，额定功率5.5kw, 同步转速1000r/min,满载转速960r/min。同时，由表4.12-2查得电动机中心高 H=132mm，外伸轴段 DE=38mm80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算 （一）. 分配传动比1） 总传动比 2）各级传动比的粗略分配 由表4.2-9 取i开6 减速器的传动比：减速箱内高速级齿轮传动比 i1=4.334 减速箱内低速级齿轮传动比 i2=3.210 上面分配的传动比仅为初步值。 （二） 各轴功率、转速和转矩的计算1 0轴：（电动机轴） P0=4.8KW =960r/min T0=47.75N.m2 轴： （减速器高速轴） P1=4.75

4、kw n1=960r/min T1=47.25N.m 3. 轴： （减速器中间轴） P2=4.56kw n2=221.5r/min T2=196.6N.m 4. 轴：（减速器低速轴） P3=4.38kw =69.0r/min =606.22N.m5. 轴： （开式齿轮传动轴） =4.29kw =69.0r/min =593.76N/m 6. 轴： （滚筒轴） P5=4.03kw =11.5r/min T5=3346.65N.m各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率04.8096047.75弹性联轴器1.00.994.7596047.25闭式齿

5、轮4.3340.974.56221.5196.6闭式齿轮3.2100.974.3869606.22联轴器1.00.994.2969593.76开式齿轮60.954.0311.53346.65（三） 设计开式齿轮1） 选择材料小齿轮 QT600-3 正火处理 齿面硬度240-270HBS大齿轮 QT500-7 正火处理 齿面硬度200-230HBS 传动比u=6，应力循环次数2). 按齿根弯曲疲劳强度确定模数初取小齿轮齿数Z=20,则大齿轮齿数Z=Z*u=206=120.按强度为240HBS和200HBS查机械设计图5-18(a)知取查机械设计图5-19知，又由式5-32知，取由考虑磨损影响，将

6、值降低30%，则：则查机械设计图5-14知查图5-15知取取则由于预取=5mm当m=5mm时，1.25与1.2相差不大，不需要修正m.所以可以选取m = 5mm.此时，轴和轴的中心距为3）、齿轮5、6的主要参数 Z=20, Z=120, u=6, m=5mm取四、传动零件的设计计算（一）减速器高速级齿轮的设计计算1） 材料的选择：高速级小齿轮 45号钢 调质处理 齿面硬度 217-255HBS大齿轮 45号钢 正火处理 齿面硬度 162-217HBS 计算应力循环次数查机械设计图5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.06 （允许一定点蚀）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1

7、.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92（精加工齿轮）按齿面硬度217HBS和162HBS，由图5-16b，得由5-28式计算许用接触应力因，故取22） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩T1=47250Nmm初定螺旋角=,。初取，由表5-5得减速传动，;取端面压力角基圆螺旋角 b=12.2035。由式机械设计（5-39）计算中心距a由课程设计表4.2-10,取中心距a=125mm。 a=125mm估算模数mn=(0.0070.02)a=0.8752.5mm,取标准模数mn=2mm。 mn=2mm 小齿轮齿数：大齿轮齿数： z2=uz1=取z1=23，z2=99 z1=23，z2=99 实际传动

8、比传动比误差在允许范围内。 修正螺旋角与初选=130相近,ZHZ可不修正. 齿轮分度圆直径 圆周速度由机械设计表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷平稳,由机械设计表5-3,取KA=1.0由图5-4b，按8级精度和，得Kv=1.05。齿宽。由图机械设计5-7a，按b/d1=1.061,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.10。由表5-4，得K=1.2载荷系数计算重合度齿顶圆直径端面压力角齿轮基圆直径端面齿顶压力角 由式5-43得，由式5-42得，由式5-39,计算齿面接触应力故安全。（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=23，Z2=99,由图

9、机械设计5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31计算许用弯曲应力由图5-14得Y=2.66，Y=2.22由图5-15得Y=1.58，Y=1.81。由式（5-47）计算，因由式5-48计算由式5-44计算齿根弯曲应力（5） 齿轮主要几何参数 z1=23, z2=99, u=4.304, mn=2 mm, 0=, mt=mn/cos=2/cos12.57810=2.049mm, d1=47.131 mm, d2=202.869 mm, da1=51.131mm, da2=206.869 mm df1

10、=42.131mm, df2=197.869 mm, a=125mm mm, b1=b2+(510)=60mm （二） 减速器低速级齿轮的设计计算 1). 材料的选择： 根据工作条件及其载荷性质，选择适当的材料。小齿轮45钢 调质处理 齿面硬度为217255HBS 大齿轮45钢 正火处理 齿面硬度为162217HBS查机械设计图5-17， =1.06 =1.12 （允许一定点蚀）由式5-29， = =1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92（精加工齿轮）按齿面硬度217HBS和162HBS，由图5-16b，得由5-28式计算许用接触应力因，故取22） 按齿面接触强度确定

11、中心距小轮转矩T2=196600Nmm初定螺旋角=13,减速传动，;取。由式（5-41）计算ZH端面压力角基圆螺旋角由式（5-39）计算中心距a取中心距a=160mm。 a=160 mm 估算模数mn=(0.0070.02)a=1.12-3.2mm取标准模数mn=3mm. mn=3mm 小齿轮齿数 大齿轮齿数取Z=25，Z=79。 Z=25，Z=79 实际传动比传动比误差，在允许范围内。修正螺旋角与初选=130相近,Z、Z可不修正. 齿轮分度圆直径 圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级.(3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷平稳,由机械设计表5-3,取K=1.0由图5-4b，按8级精度和

12、，得K=1.01。齿宽。由图5-7a，按b/d1=64/76.92=0.832,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得K=1.07。由表5-4，得K=1.2载荷系数计算重合度：齿顶圆直径端面压力角齿轮基圆直径端面齿顶压力角 由式5-39,计算齿面接触应力故安全。（4） 验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=25，Z2=79,由机械设计图5-14得由图5-15得由图5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-48计算由式5-47得由式5-32，m=3mmTC =82.1 Nm, n=3300r/minn=960r/min 减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=62mm。

13、L=62mm （二） 中间轴的设计轴的材料为选择45钢, 调质处理，传递功率4.51W，转速=221m。由表-，查得=118 ，取50mm 50mm （三） 低速轴的设计计算,因轴端处需开一个键槽，轴径加大,取60。 60 因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。 六、轴的强度校核1.低速轴校核： 作用在齿轮上的圆周力 Ft=5270 N 径向力 Fr=1971 N 轴向力 =1241N（） 绘轴的受力简图，求支座反力.垂直面支反力 RAY=1716.5N , RBY=3553.5N b. 水平面支反力得， =-166.7N ， RBX=2137.7N (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩MY图C点

14、MCY=202500Nmm b. 水平面弯矩MZ图C点右 MCX=121800N.mm C点左 MCX=-19670N.mm c. 合成弯矩图C点右 MC=236300N.mm C点左 MC=203500N.mm （） 作转矩T图（） 作计算弯矩Mca图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6 C点左边 McaC=414100N.mm C点右边 McaC=236300N.mm D点 McaD=361000N.mm （） 校核轴的强度由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C点轴径 因为有一个键槽。该

15、值小于原 dc=43.07mm62mm 设计该点处轴径62mm，故安全。D点轴径 dD=41.14S 取，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲劳强度III剖面因配合(H7/k6)引起的应力集中系数由附表1-1，查得， IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：所以， 。IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，。故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。III剖面承受III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为 =4.65N/mm2 =4.65N/mm2 III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为 =7.12N/mm2 =3.56N/mm2 由附表1-4,

16、查得,表面质量系数由附表1-5，得,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按配合引起的应力集中系数计算，,所以III剖面安全。 S=10.35S其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核。2.中间轴校核：（1） 绘轴的受力简图 （如图），求支座反力a 垂直支反力 由得 =3357N由得b 水平面支反力由得由得 R1=3503.3N R2=3734.7N（2）作弯矩图a 垂直面弯矩My图 B点 C点 b. 水平面弯矩Mz 图 B点左边 B点右边 C点左边 C点右边 c. 合成弯矩M图 B点左边 B点右边 C点左边 C点右边 （3）作转矩T 图（4）作计算弯矩Mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应

17、力按脉动循环应力考虑，取B点左边 B点右边 C点左边C点右边 D点 A点 （5）校核轴的强度由图知 C 点弯矩值最大。由45钢调质处理查表8-1得，再由表8-3查得按式（8-7）计算剖面直径C点轴径 该值小于原设计该点处轴径47mm ，安全B点轴径 考虑键槽影响，有一个键槽，轴径加大5%，该值小于原设计该点处轴径 50mm ，安全（6）精确校核轴的疲劳强度I剖分面由附表1-1查得剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表1-2查得剖面承受的弯矩和转矩分别为剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为45钢机械性能查表8-1得:绝对尺寸影响系数由附表1-4查得:表面

18、质量系数由附表1-5查得:查表1.-5得 ，剖面的安全系数为 ，取SS=1.51.8 所以剖面安全。其它剖面与上述剖面相比，危险性小，无需校核。七、滚动轴承的选择及其寿命验算1. 低速轴轴承选择一对6212深沟球轴承，低速轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6212 的=27800N，c=36800N.2）、计算径向支反力 R1=1725N R2=4147N 3）、求轴承轴向载荷 A1=0 A1=0N A2=1241N A2=1241N 4）、计算当量动载荷A2/C0=1241/27800=0.044,插值定e=0.22+(0.044-0.03)*（0.26-0.22）/（0.

19、06-0.03） =0.239由A2/R2=1108/4077 =0.27 e查表910 X2=0.56，Y2=1.99+（0.044-0.03）*（1.71-1.99）/（0.06-0.03） =1.85查表911，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2111725=2070NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.21.0(0.564147+1.851241)= 4618.17N5) 校核轴承寿命 预计寿命. 取P=4618.17N故深沟球轴承6212适用。2. 高速轴轴承作用在齿轮上的圆周力 Ft=1984.3N 径向力 Fr=741

20、.2N 轴向力 =442.7N高速轴轴承选择一对6208型深沟球轴承。高速轴轴承校核条件：b=50mm ,转速n=960r/min，工作平稳，工作温度低于1000。1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6208 的=15800N。c=22800N2）、计算径向支反力垂直面支反力 RAY=571.94N RBY=1412.36N b. 水平面支反力 得， R1=590.3N R2=1532.7N 3）、求轴承轴向载荷 A1=0N A2=442.7N 4）、计算当量动载荷A2/C0=442.7/15800=0.028插值定 e=0.22由A2/R2=442.7/1532.7 =0.29e查表91

21、0 X2=0.56，Y2=1.99 查表911，取fd=1.0,ft=1.0,fm=1.0P1=fdfmR1=1.01.0590.3=590.3NP2=fdfm(X2R2+Y2A2)=1.01.0(0.561532.7+1.99442.7)=1739.35)校核轴承寿命 预计寿命.取P=1739.3N故深沟球轴承6208C适用。3. 中间轴轴承选择一对6210深沟球轴承，中间轴轴承校核：1）、确定轴承的承载能力查表9-7，轴承6208的 =19800N，c=27000N2）、计算径向支反力 R1=3503.3N R2=3334.7N 3）、求轴承轴向载荷 A1=Fba-Fca=1024-470

22、=554N A1=554N A2=0 A2=0N 4）、计算当量动载荷A1/C0=554/19800=0.028,插值定e=0.19+(0.028-0.01)*（0.22-0.19）/（0.03-0.01） =0.217由A1/R1=554/3503.3 =0.158 TC =82. 1 Nm, n=3300r/minn=960r/min(2)低速轴轴端处选择KL8联轴器JB/ZQ4384-86, 名义转矩T=9550 9550( 4.33/68.8)=601.04 Nm 计算转矩为TC=KT=1.5601.04=901.56Nm1800NmTC =901.56 Nm, n=2400r/minn=68.8r/min十、减速器的润滑及密封形式选择1 减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油GB5903-86。2 油标尺M16,材料Q235A。3 密封圈低速轴选用 FB 065072 GB13871-92高速轴选用 FB 050072 GB13871-92十一、参考文献 1 孙志礼 何雪宏 何韶君 著 北京 ： 冶金工业出版社 19982 巩云鹏 孙德志 喻子建 著 北京 ： 冶金工业出版社 1999