(论文)机械设计课程设计-刘晓莹最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书带传动单级圆柱直齿减速器专业班级： 07级机械制造2班设 计 者： 刘晓莹 学 号: 0 7 1 2 0 5 0 5 指导教师： 罗 红 日 期： 2010 年 01月 03日重 庆 交 通 大 学目 录一、机械设计任务书3二、传动方案拟定4三、电动机的选择5四、计算总传动比及分配各级的传动比6五、运动参数及动力参数计算6六、传动零件的设计计算7七、轴的设计及其校核计算14八、滚动轴承的选择和校核22九、键联接的选择及校核23十、联轴器的选择25十一、润滑和密封类型的选择25十二、减速器的附件选择设计25十三、减速器箱体设计27十四、小结28十五、参考资料29 一、机械设计任务书设计题目: 带式运输机的传动装置设计者: 刘晓莹 学号：07120505设计数据及要求1、 设计题目设计用于带式运输机的“带传动单级圆柱直齿减速器”，图示如下，两班制，连续单向运转,载荷较平稳,空载启动,室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。使用期限8年,检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产,运输带速度允许误差为5%。设工作机效率w=0.96。1-电动机 2-V带传动 3-一级斜齿圆柱齿轮减速器 4-联轴器 5-卷筒 6-运输带 2、设计数据运输带工作拉力F（KN）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)2.81.43503、设计要求1、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2、按时完成设计图绘制。图纸要求：（1）、按照装配图绘制要求减速器装配图一张（A0）。（2）、按照零件图绘制要求绘制零件图两张（A3，齿轮、轴）。3、按时完成设计计算说明书1份。4、课程设计的主要内容：1 确定或评价传动装置的总体设计方案，；2 选择电动机；3 计算传动装置的运动和动力参数；4 传动零件、轴的设计计算；5 轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；6 机体结构及其附件的设计；7 绘制装配图及零件工作图；8 编写设计计算说明书；9参考机械设计课程设计的相关章节进行设计。二、传动方案的拟定及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。运输带工作拉力F=3.3KN运输带工作速度V=1.2m/s卷筒直径D=350mm此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。齿轮的位置对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 8年每年按300天计算， 两 班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击；单向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差5%。三、电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相交流异步电动机。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为： PW=FV1000=28001.41000=3.92KW从电动机到工作机输送带间的总效率为： =123345式中，1带传动效率； 2齿轮传动的效率； 3滚动轴承的效率； 4弹性联周期的效率； 5工作机的效率。由设计手册可知：1=0.97，2=0.99，3=0.98，4=0.99，5=0.96， 则 =0.970.990.9830.990.96=0.833所以电动机所需工作功率为： Pd=Pw=3.920.833=4.70KW3.确定电动机的转速V带传动比i=24，单级圆柱直齿减速器传动比i=36，则i=624.工作机卷筒轴的转速为： nw =601000vD=6010001.4240=112rmin所以电动机转速的范围为： nd=inw=624112=(6722496)rmin 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。根据电动机的类型、容量和转速，由有关手册选定电动机的型号为：Y-112M-6，其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/（rmin-1）Y112M-62.29402.02.0四.传动装置的总传动比i并分配传动比总传动比i i=nmnw=940112=8.39分配传动比。 i= ii=2.53.35即i=2.5，i =3.35五.计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴： n=nmi=9402.5=376rmin 轴： n=ni=3763.35=112rmin卷筒轴： n卷= n=112rmin2.各轴的输入功率轴： P=Pd45=4.700.96=4.512KW轴： P=P23=4.5120.990.99=4.29KW卷筒轴： P卷= P34=4.290.990.99=4.16KW3.各轴的输入转矩在此处键入公式。电动机轴的输入转矩Td为 Td=9.55106Pdnm=9.551064.70940=4.78104Nmm轴： T=Td45i=4.781040.960.992.5 =1.13105Nmm轴： T=T23i=1.131040.970.993.4 =3.67105Nmm卷筒轴: T卷=T34=3.671050.980.99 =3.56105Nmm将以上结果汇总于下表：轴名功率P/（kw）转矩T/（Nmm）传动比i2.5转速n/（rmin）电机轴4.704.78104940轴4.511.131053.4376轴4.293.671051112卷筒轴4.163.561051120.970.95效率0.96六传动零件的设计计算（一）皮带轮的传动设计1.确定计算功率Pca 由手册查的工作情况系数 KA1.1，故PcaKAPd41.14.705.2KW2.选择V带的带型 根据Pca，n1，由课本图811得应选A型带.3.确定小径dd并验算带速V（1）初选小带轮的基准直径dd1，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd 1=125mm（2）验算带速V V=ddn1601000=125940601000=6.15ms 因为5msV30ms ，故带速合适（3）计算大带轮的基准直径dd2 dd2=idd1=2.5125=312mm圆整为: dd2 =315 mm4.确定V带的中心距a和基准长度Ld（1）初定中心距 根据0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），故选a0=500mm（2）计算带所需的基准长度 Ld2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0 =2500+2(125+315)+315-125245001709mm选带的基准长度Ld=1600mm。（3）计算实际中心距a aa0+(Ld-L0)2=500+1600-17092=445mm根据 a0.015Ldaa0.03 Ld,所以中心距的范围为（466538）。5.验算小带轮上的包角 =180-dd2-dd157.3a=180-315-12557.3445 155.5906.计算带的根数Z（1）计算单根V带的额定功率Pr dd1=125mm和n1=940rmin，得P0=1.20kw 根据n1=940rmin，i=2.5和A型带，得P0=0.11kw 所以 保教修正系数 K=0.913 长度系数KL=0.99 故 Pr=P0+P0KKL=1.20+0.110.93 0.99=1.21kw（2）计算V带的根数Z Z=PcaPr=5.21.21=4.29 故选5根7.计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以 F0min=5002.5-KPcaKZV+qV2=5002.5-0.935.20.9356.15+0.16.152 =147N8.计算压轴力 压轴力的最小值为： （Fp）min=2ZF0minsin12=25147sin155.52=1437KN （二）齿轮的设计1.选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数（1）按照题目所给的传动方案，用斜齿圆柱齿轮；（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；（3）材料选择：选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮的齿数Z1=24，则Z2=n2Z1 所以Z2=82 .（5）选取螺旋角,初选螺旋角=142.按齿面接触强度设计 由公式： d1t32KtT1d+1(ZHZE)2H2 （1）确定公式内的各个计算数值试选载荷系数 Kt=1.6 图10-30选区域系数 ZH=2.433 由图10-26查得 1=0.77，2=0.86，则=1+2=1.63小齿轮传递的转矩 T1=9.55105P1n1=9.551054.51376=115105 由表10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度Hlim2=550Mpa 计算接触疲劳强度许用应力由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93,KHN2=1.17 失效概率为1%，S=1，由式（10-12）得 H1=KHN1lim1S=0.976001=582Mpa H2=KHN2lim2S=1.075501=588.5Mpa许用接触应力 H=H1+H22=582+588.52=585.25Mp. 由表10-7选取齿宽系数 d=1 应力循环系数 N1=60n1jLh=603761283008 =5.198108 N2=N1i2=5.1981083.4=1.528108 . 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa12 （2）计算计算小齿轮分度圆直径 d1t321.61.1510511.634.4(2.433189.8)2（3.4585.25）2=60.44mm计算圆周速度V。 V=d1tn16O1OOO=60.443766O1OOO=1.19ms计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=160.44=60.44mm mnt=d1tcosZ1=60.44cos1424=2.44mm h=2.25mnt=2.252.44=5.50mm bh=60.445.50=10.99计算纵向重合度 =0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.9O3计算载荷系数k已使用系数KA=1；据v=1.19m/s，7级精度，查图10-8得动载系数Kv=1.06；由表10-4查得齿向载荷分布系数KH=1.298；由表10-13查得弯曲强度计算载荷系数KF=1.27；由表10-3查得齿间载荷分布系数KH=KF=1.2 故载荷系数K=KAKVKHKH=11.061.21.298=1.65按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得： d1=d1t3KKt=60.4431.651.6=61.06mm计算模数mn mn=d1cosZ1=60.06cos1424=2.473.按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1） 确定公式内的各个计算数值 计算载荷系数 K=KAKVKFKF=11.061.21.27=1.62； 根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88； 计算当量齿数 ZV1=Z1cos3=24cos314=26.27 ZV2=Z2cos3=82cos314=89.76 查取齿形系数由表10-5查得YFa1=2.592，YFa2=2.216 查取应力校正系数由表10-5查得YSa1=1.596，YSa2=1.772 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4 F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57Mpa F2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86Mpa 计算大小齿轮的YFaYFaF并加以比较 YFa1YFa1F1=2.5921.595303.57=0.01363 YFa2YFa2F2=2.2161.772238.86=0.0164大齿轮的数值大（2） 设计计算 mn321.62cos2140.881.151050.0164412421.65=1.569mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.11来计算应有的齿数，于是有z1=d1cosmn=61.06cos142=29.62取Z1=30，则Z2=Z1=102。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，避免浪费。在此处键入公式。4.几何尺寸计算 计算中心距a=（Z1+Z2）mn2cos=136.04mm将中心距圆整为136mm. 按圆整后的中心距修正螺旋角=cos-1（Z1+Z2）mn2a=14.13因为因值改变不多，故参数 等不必修正计算分度圆直径 d1=z1mncos=302cos14.13=61.81mm d2=z2mncos=1022cos14.13=210.18mm计算齿轮宽度b =dd1=161.81=61.81mm圆整后取B1=62 B2=67， 5 齿轮结构设计 大齿轮：齿顶圆直径大于160mm而小于500mm，选用腹板式结构 小齿轮：齿顶圆直径小于160mm，可选用实心式结构6.结构设计及绘制齿轮零件图。 表4.21齿轮各参数名称符号计算公式及说明法面模数mn mn=2.0mm端面模数mt mt=mncos14.13=2.06法面压力角n n=20端面压力角t t=arctantanncos=20.6螺旋角 =14.13齿顶高haha=han*mn=2.5mm，齿顶高系数han*=1齿根高hfhf=han*+Cn*mn=3mm，齿顶隙系数Cn*=0.25全齿高h h=ha+hf=5.5mm分度圆直径d1 d1=z1mncos=242cos13.9=62mmd2 d2=z2mncos=242cos13.9=210mm齿顶圆直径da1 da1=d1+2ha=67mm da2 da2=d2+2ha=215mm齿根圆直径df1 df1=d1-hf=59mmdf2 df2=d2-hf=207mm基圆直径db1 db1=d1cost=57.95mm db2 db2=d2cost=196.31mm中心距a a=（Z1+Z2）mn2cos=136.04mm 圆整后取a=136mm七轴的设计及其校核计算（一）轴的设计与计算。1.已知=4.51 kw, TI=1.134105Nmm, n1=376rmin2. 求作用在齿轮上的力。圆周力Ft Ft=2Td=21.13410555=4124N径向力Fr Fr=Fttanncos=4124tan20cos14=1547N 轴向力Fa Fa=Fttan=4124tan14=1028N3.选择材料，确定许用应力 该轴无特殊要求，因而选用40钢， 调质处理，由表15-1知材料的极限强度=640MPa,许用弯曲应力 =60MPa。4. 计算基本直径,查表得A0=112，于是 dminA3p1n1=11234.15376=25.6mm考虑到有键槽对其强度的影响，故需把轴径加大（5-7）%，dmin25.61.051.07, 故取d=32m。5.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图所示： 各零件装配方案及固定方式 零件装配方案轴向固定周向固定左右带轮从左装入轴端挡圈轴肩 过盈右轴承从右装入套筒轴承端盖过盈左轴承从左装入轴承端盖套筒过盈（2）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度1）将齿轮放在箱体中央，轴承对称布置。由于小齿轮分度圆直径d=49.44mm，故应做成齿轮轴。2）初定d1=32mm，为满足段轴右端制出一轴肩高h，h=（0.070.1）d，取h=2.5mm，所以d2=37mm3）. 初步选择滚动轴承因轴承同时承受轴向力和径向力的作用，故选用角接触球轴承。参照工作要求并根据d2=37mm，故选取0基本游隙组，标准精度级的角接触球轴承，代号为7308C,其尺寸为dDB=40mm90mm23mm，故d3=d6=40mm。4）.因段右端和段左端需要一轴肩定位。故取d4=d5=46mm。5）.确定各轴长度 带轮与轴配合的孔长度L=（1.52）d=（4864）mm，取L=56mm为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压轴的端面上，故段轴的长度应比L略短一些，取L1=55mm。轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装卸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间的距离l=30mm，故取L2=50mm。滚动轴承采用脂润滑，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S=10mm，因此取挡油环的总宽度a=15m，已知滚动轴承宽度B=23m，故L3=L6=S+a+B=48mm。齿轮轮毂的宽度为67mm，即取齿轮的宽度B1=67mm。为了使套筒端面可靠地压紧轴肩定位，轴肩高度h0.07d，而h=4mm，满足定位，轴环宽度L51.4h，故取L4=L5=8mm。（3）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接，由d1=32mm，由表6-1查得平键截面bh=10mm8mm,其长度取=30mm,同时选择皮带轮与轴的配合为。轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为1.5mm。5.计算轴上的载荷 (1).求支座反力1）.水平面的支座反力：根据力矩平衡有MB=0, FL+FNV1(L2+L3)=FrL3+Fad2 FNV1=154771+12102862-143723871+71=-1411N则FNV2=Fr-Fp-FNV1=1547-1437+1411=1301N2).竖直面的支座反力：根据力矩平衡有MB=0, FNH1(L2+L3)- FtL3=0 FNH1=FtL3(L2+L3)=41247171+71=2062N FNH2=Ft-FNH1=2062N (3)作弯矩图 1）.水平面弯矩C截面左侧 MV1=- FL1+L2-FNV1L2=-139798NmmC截面右侧 MV2=- FL1+L2-FNV1L2+Fad2=-107930Nmm2).竖直面弯矩C截面 MH=FNH1L2=146402Nmm3)做合成弯矩图 MC左=MV12+MH2=1397982+1464022=202428Nmm MC右=MV22+MH2=1079302+1464022=181886Nmm（3）.扭矩TTI=1.134105Nmm轴I所受载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFNV1=-1411NFNH1=2062NFNV2=1301NFNH2=2062N弯矩MMV1=-139798NmmMV2=-107930NmmMH=146402Nmm总弯矩MC左=202428NmmMC右=181886Nmm扭矩TTI=1.134105Nmm轴I所受载荷的受力分析图如下6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只需校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据扭转应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为： ca=MB2+(T)2w=2024282+(0.61.134105)2d332=32.5Mpa前面已选定轴的材料为45号钢, 调质处理，查得-1=70 Mpa。因此Fd1，所以轴承1被压紧，轴承2被放松 故 Fa1=Fd2+Fa=975+1028=2003N Fa2=Fd2=975N 得Fa1C=200332800=0.0612，Fa2C=97532800=0.029由表进行插值计算可e1=0.433,e2=0.556，再计算各力得 Fd1=0.4332499=1082N Fd2=0.5562438=1341N Fa1=Fd2+Fa=1028+1082=2110N Fa2=Fd2=1341N3）. 计算当量载荷 Fa1Fr1=21102499=0.85e1，Fa2Fr2=13412438=0.55e2 查表和插值法计算径向载荷系数和轴向载荷系数 对轴承1：X1=0.44 y11=1.24 因轴承运转无冲击,取fp=1.1，故 P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=2850N 对轴承2：X2=1 y2=0 因轴承运转无冲击,取fp=1.1, P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=2682N 4）.验算轴的寿命 因P1P2，所以即校核轴承1的寿命即可 Lh1=10660nCP13=124395h2Lh，满足八年使用寿命2.轴上的滚动轴承的校核。（1）根据条件，轴承预计寿命为：Lh=283004=19200h（2）受径向载荷和微小的轴向载荷，所以选用深沟球轴承，根据直径查选70000AC型轴承，试选7211AC角接触球轴承，查相关手册可知：基本额定动载荷C=38.8KN, 基本静载荷CO=31.8KN。（3）计算。 1）.径向载荷 Fr1=FNV12+FNH12=997N Fr2=FNV22+FNH22=2881N 2）.对于70000AC型轴承，它的派生轴向力Fd=0.68Fr 所以 Fd1=0.68Fr1=678N Fd2=0.68Fr2=1960N故 Fd2+FaFd1，得 Fa1=Fd2+Fa=2831N Fa2=Fd2=1960N3）. 计算当量载荷 Fa1Fr1=2831997=2.84e，Fa2Fr2=19602881=0.6803e查表和插值法计算径向载荷系数和轴向载荷系数对于轴1：X1=0.41 Y1=0.87对于轴2：X2=0.41 Y2=0.87因轴承运转无冲击,取fp=1.1，故 P1=fpX1Fr1+Y1Fa1=3159N P2=fpX2Fr2+Y2Fa2=3175N 4）.验算寿命 因P1P2，所以即校核轴承2的寿命即可 Lh1=10660nCP23=364528h2Lh，满足八年的使用寿命 所以轴2上的两个轴承满足要求。九键连接的选择及校核1.轴上的键的连接。带轮与轴的周向定位采用平键连接，由d1=32mm，查表得平键截面为bh10mm8mm，由于L1=55mm，所以取其长度取L=30mm。轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。故选择圆头普通平键（A型），键的材料为45钢。由此可知键的工作长度 l=L-d=30-10=20mm接触高度 k=0.5h=4mm由相关资料查得键连接的许用应力为p100120Mpa。 P=2Tkld=2188.59Mpap故，强度满足。2.轴上的键的连接。1）.齿轮的周向定位都采用C型平键连接，联轴器上的键选择A型。齿轮与轴连接：由d=65mm，选择普通平键bh=20mm12mm，因轴毂宽B=60mm，所以取键长L=50mm，键的材料为45钢。 键的工作长度 l1=L-0.5b=40mm 接触高度 k1=0.5h=6mm2).齿轮与联轴器的连接：由d=42mm，选择普通平键bh=12mm8mm，因为L=110mm，所以取键长L=90mm，键的材料为45钢。 键的工作长度 l2=L-d=78mm 接触高度 k2=0.5h=4mm3）.由相关资料查得键连接的许用应力为p100120Mpa。 P1=2Tk1l1d=23.6710564o210=11.5Mpap P2=2Tk2l2d=23.67105478210=11.2Mpa p故，强度满足。十联轴器的选择由机械设计手册查得，根据已知条件，选用按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查手册，选用LT5型弹性套柱销联轴器Y型。十一.润滑和密封类型的选择1.润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。2密封类型的选择（1）轴伸出端的密封。轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。（2）箱体结合面的密封箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。（2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。十二.减速器的附件选择设计1.观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表4-15-3选窥视孔和窥视孔盖的尺寸分别为3245和8060。2.油面指示装置设计油面指示装置采用油标指示。3. 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表4-15-6选M1212.5型通气帽。4.放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表4-15-7选型外六角螺塞。5.起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。6起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。7定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一