机械设计课程设计模板

33/33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TOC\o"1-1"\h\z\u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82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η滚=0.96联轴器效率η联=0.99联轴器效率η联=0.99滚动轴承效率η轴承=0.99开式齿轮的传动效率η开齿=0.95（脂润滑）闭式齿轮的传动效率η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Y132M2—6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D×E=38mm×80mm。三、传动装置的运动及动力参数计算（一）.分配传动比．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0轴：（电动机轴） P0=4.8KW =960r/min T0=47.75N.mⅠ轴：（减速器高速轴） P1=4.75kw n1=960r/min T1=47.25N.m3.Ⅱ轴：（减速器中间轴） P2=4.56kw n2=221.5r/min T2=196.6N.m4.Ⅲ轴：（减速器低速轴） P3=4.38kw=69.0r/min =606.22N.mⅣ轴：（开式齿轮传动轴）=4.29kw =69.0r/min=593.76N/m6.Ⅴ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η04.8096047.75弹性联轴器1.00.99Ⅰ4.7596047.25闭式齿轮4.3340.97Ⅱ4.56221.5196.6闭式齿轮3.2100.97Ⅲ4.3869606.22联轴器1.00.99Ⅳ4.2969593.76开式齿轮60.95Ⅴ4.0311.53346.65（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=20×6=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，Ⅳ轴和Ⅴ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=1.0ZN2=1.06（允许一定点蚀）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0ZW=1.0ZLVR=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=47250N·mm初定螺旋角β=,。初取，由表5-5得减速传动，;取端面压力角 基圆螺旋角 βb=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=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,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实际传动比传动比误差，在允许范围内。修正螺旋角与初选β=130相近,ZH`Zβ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Kβ=1.10。由表5-4，得Kα=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《机械设计》5-18b，得，由图5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm<5mm,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=2mm,β0=,mt=mn/cosβ=2/cos12.57810=2.049mm,d1=47.131mm,d2=202.869mm,da1=51.131mm,da2=206.869mmdf1=42.131mm,df2=197.869mm,a=125mmmm,b1=b2+(5~10)=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217—255HBS大齿轮45钢正火处理齿面硬度为162—217HBS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=1.0ZW=1.0ZLVR=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T2=196600N·mm初定螺旋角β=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=160mm估算模数mn=(0.007～0.02)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β=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，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Kβ=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。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=3mm<5mm,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=2.40，Y=2.20由图5-15得Y=1.61，Y=1.81。故安全（6）、低速级齿轮主要参数Z=35,Z=111,u=3.120，,m=2mm，md=mm,mm,dmm,dmmd=d-2(h*a+c*)m=71.92-2×(1.0+0.25)×2=66.92mm,d=d-2(h*a+c*)m=228.08-2×(1.0+0.25)×2=223.08mm,a=mmb=b=60mm,取b=b+(5～10)=66mm五、轴的设计计算（一）高速轴的设计初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机查表4-12-2选电机轴径则d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)38=30.4～38mm取d=32mm。d=32mm2．选择联轴器高速轴轴端处选择TL型联轴器GB4323-85名义转矩T=9550×=9550×(5.5/960)=54.7N·m计算转矩为TC=KT=1.5×54.7=82.1N·mＴｎ＝250N·m>TC=82.1N·m,[n]=3300r/min>n=960r/min减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=62mm。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Ｐ＝4.51W，转速ｎ=221ｒ／mｉｎ。由表８-２，查得=118，取ｄ＝50mmｄ＝50mm（三）低速轴的设计计算,因轴端处需开一个键槽，轴径加大５％,,取ｄ＝60ｍｍ。ｄ＝60ｍｍ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=5270N径向力Fr=1971N轴向力=1241N绘轴的受力简图，求支座反力ａ.垂直面支反力RAY=1716.5N,RBY=3553.5Nb.水平面支反力得，=-166.7N，RBX=2137.7N(2)作弯矩图垂直面弯矩MY图C点MCY=202500Nmm水平面弯矩MZ图C点右M'CX=121800N.mmC点左MCX=-19670N.mm合成弯矩图C点右M’C=236300N.mmC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α=0.6C点左边McaC=414100N.mmC点右边M’caC=236300N.mmD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。该值小于原dc=43.07mm<62mm设计该点处轴径62mm，故安全。D点轴径dD=41.14<55mm因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径55mm，故安全。（6）精确校核轴的疲劳强度校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲劳强度Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，查得，Ⅱ剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1，查得，所以，。因1-1、2-2剖面主要受转矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面产生的τ=18.06N/mm2=9.03N/mm245钢的机械性能查表8-1，得，绝对尺寸影响系数由附表1-4，得，表面质量系数由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系数S=6.03>[S]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/mm2III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,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=10.35>[S]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），求支座反力垂直支反力由得=3357N由得水平面支反力由得由得R1=3503.3NR2=3734.7N（2）作弯矩图垂直面弯矩My图B点C点水平面弯矩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，Ⅱ剖面因过度圆角引起的应力集中系数由附表1-2查得，，，Ⅱ剖面承受的弯矩和转矩分别为Ⅱ剖面产生的正应力及其应力幅、平均应力为，Ⅱ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:，表面质量系数由附表1-5查得:，查表1.-5得，Ⅱ剖面的安全系数为，，取S>[S]=1.5～1.8所以Ⅱ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=1725NR2=4147N3）、求轴承轴向载荷A1=0A1=0NA2=1241NA2=1241N4）、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）/（0.06-0.03）=0.239由A2/R2=1108/4077=0.27〉e查表9—10X2=0.56，Y2=1.99+（0.044-0.03）*（1.71-1.99）/（0.06-0.03）=1.85查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2×1×1×1725=2070NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.2×1.0×(0.56×4147+1.85×1241)=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。高速轴轴承作用在齿轮上的圆周力Ft=1984.3N径向力Fr=741.2N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ａ垂直面支反力RAY=571.94NRBY=1412.36Nb.水平面支反力得，，R1=590.3NR2=1532.7N3）、求轴承轴向载荷A1=0NA2=442.7N4）、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=0.29〉e查表9—10X2=0.56，Y2=1.99查表9—11，取fd=1.0,ft=1.0,fm=1.0P1=fdfmR1=1.0×1.0×590.3=590.3NP2=fdfm(X2R2+Y2A2)=1.0×1.0×(0.56×1532.7+1.99×442.7)=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。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=3503.3NR2=3334.7N3）、求轴承轴向载荷A1=Fba-Fca=1024-470=554NA1=554NA2=0A2=0N4）、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<e,X=1.0,Y=0.查表9—11