机械设计课程设计-计算数据参考.doc

机械设计课程设计说明书学院：西北工业大学机电学院专业：飞行器制造工程班级：5182学号：2008301144 姓名：江季函 李翔 韦楠楠教师： 一、设计数据及要求 F=2700N d=400mm v=1.1m/s 机器年产量：小批； 机器工作环境：清洁；机器载荷特性：轻微震动； 机器的最短工作年限：十年二班；二、 确定各轴功率、转矩及电机型号1.工作机有效功率 2.查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒 ，链传动50.96故：3.电动机输出功率4.工作机转速5.选择电动机综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，选定电动机型号为Y112M-4，额定功率为Pd =4KW，满载转速n电动=1440r/min。电动机型号额定功率 满载转速 启动转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩Y112M-4 4KW 1440r/min2.22.26.理论总传动比7.传动比分配取4.20=3.23 8.各轴转速 9.各轴输入功率： 10.电机输出转矩：11.各轴的转矩 12.传动参数数据表带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/Kw转矩 T/Nm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴426.531440199 轴3.9626.2614404.2096 轴3.80105.803433.2396 轴3.65328.84106滚筒轴 3.47625.2553295三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故大、小齿轮选用45号钢，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用八级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、高速级 1传动主要尺寸初选小齿轮齿数=23, 则，取=97 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。初选螺旋角按齿面接触强度计算：(1) 确定公式内的各计算参数1） 试选=1.42） 由图选取区域系数=2.463） 由图查得 4） 取 1.1 5） 由图查得 580MPa，Hlim2=390MPa6） 计算应力循环次数7） 由图查得接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳许用应力 取（2）计算）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得=42.61）计算圆周速度）计算齿宽及模数=46.871mm2.01）计算纵向重合度）计算载荷系数K已知使用系数.0根据，8级精度，由图查得动载荷系数=1.12由图查得， 由表查得=1.2故载荷系数1.492）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得mm）计算模数2.01 取=2.5 按齿根弯曲强度设计（1） 确定计算参数：1） 计算载荷系数：2） 根据纵向重合度=1.2686，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.883） 计算当量齿数，由表查得齿形系数=2.72，=2.1672由表查得齿形系数应力修正系数=1.57，=1.80282) 由图d查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得 4) 计算大、小齿轮的并比较大小小齿轮的数值较大（2） 设计计算2.3081对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。5) 几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为=155mm2.按圆整后的中心距修正螺旋角） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算齿轮宽度取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mm齿顶高 齿根高 mm全齿高 mm顶隙 c=0.25*2.5=0.625mm齿顶园直径为 mmmm齿根圆直径为 mm mm（二）、低速级1传动主要尺寸初选=25, 则 取=81 式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。初选螺旋角按齿面接触强度计算：(2) 确定公式内的各计算参数8） 试选=1.49） 由图选取区域系数=2.46510） 由图查得 11） 取 12） 由图d查得 Hlim4=390MPa13） 由式计算应力循环次数14） 由图查得接触疲劳强度寿命系数计算接触疲劳许用应力 （2）计算）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得=66.853）计算圆周速度）计算齿宽及模数2.62mm）计算纵向重合度）计算载荷系数K已知使用系数.0根据，8级精度，由图查得动载荷系数由表查得由图查得假定，由表查得故载荷系数1.51）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得mm）计算模数2.73 按齿根弯曲强度设计（3） 确定计算参数：4） 计算载荷系数：5） 根据纵向重合度=1.5，从图10-28查得螺旋角影响系数=0.886） 计算当量齿数，由表查得齿形系数=2.60，=2.18由表查得齿形系数应力修正系数=1.595，=1.792) 由图d查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限 3) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得 4) 计算大、小齿轮的并比较大小小齿轮的数值较大（4） 设计计算2.824mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取3.0mm，已可满足弯曲强度。5) 几何尺寸计算1.计算中心距将中心距圆整为165mm2.按圆整后的中心距修正螺旋角） 计算大、小齿轮的分度圆直径） 计算齿轮宽度取 ， =95 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚3.计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 mm齿顶高 齿根高 mm全齿高 mm顶隙 c=0.25*3.0=0.75mm齿顶园直径为 mmmm齿根圆直径为 mm mm六轴的设计计算1.轴的设计目的计算项目及内容主要结果输出轴及其轴承装置、键的设计轴的材料选择与最小直径的确定 1.轴的材料的选择由P362表15-1选用45号钢调质=650MPa2.初算轴的直径据表14-2，取C=120mm考虑到直径最小处与联轴器配合需开一个键槽，将d加大5%后得d=18 mm与联轴器配合处为最小直径，同时选定联轴器型号联轴器的计算转矩选 取高速轴最小直径d1=20mm根据直径选取LT4型的弹性套柱销联轴器。公称转矩为63 N.m，孔的直径d1=20mm，孔的长度L=50 mm3.轴的结构设计及其尺寸，如图所示4.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/k6。5.轴上倒角与圆角为保证角接触球轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。钢，调质处理轴的尺寸（）： 键连接的选择轴与联轴器采用A型普通平键联接，型号为键6*6*50 mm GB1096-2003 b=6 mmh=6 mml=50 mm2.轴的设计目的计算项目及内容主要结果中间轴及其轴承装置、键的设计轴的材料选择与最小直径的确定 1.轴的材料的选择由P362表15-1选用45号钢调质=650MPa2.初算轴的直径据表14-2，取C=110mm为了使轴承达到预期寿命要求，取=50 mm3.轴的结构设计及其尺寸，如图所示4.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴配合均选用过盈配合H7/k6。5.轴上倒角与圆角为保证角接触球轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。钢，调质处理轴的尺寸（）： 键连接的选择1 B段轴与小齿轮连接采用A型普通平键联接，型号为键16*10*90 mm ， GB1096-20032. D段轴与大齿轮连接采用A型普通平键联接，型号为键16*10*63 mm， GB1096-20033.轴的设计目的 计算项目及内容主要结果输出轴及其轴承装置、键的设计轴的材料选择与最小直径的确定 1.轴的材料的选择由P362表15-1选用45号钢调质=650MPa2.初算轴的直径据表14-2，取C=106mm考虑到直径最小处安装齿轮需开一个键槽，将d加大5%后得=40 mm3.轴的结构设计及其尺寸，如图所示4.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴配合均选用过盈配合H7/n6。5.轴上倒角与圆角为保证圆锥滚子轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为2*45。键连接的选择1.B段轴与大齿轮连接采用A型普通平键联接，型号为键16*10*70 mm ， GB1096-20032. F段轴与大链轮连接采用A型普通平键联接，型号为键12*8*28 mm， GB1096-2003钢，调质处理轴的尺寸（）：轴的校核求输出轴上的功率、转速由前面计算的=5.125KW，=127.3r/min，=384.48求作用在齿轮上的力因为已知低速级大齿轮的分度圆直径为而 圆周力，径向力及轴向力的方向见图先按式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取=112，于是得考虑到键槽影响取=42mm求轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图轴的受力分析及弯矩图如下所示受力计算由计算得 代入数据的垂直面的支撑反力=113.02N=1420.58N水平面的支撑反力=2032.43N=2063.956N支点产生的反力垂直面产生的弯矩水平面产生的弯矩产生的弯矩合成的弯矩轴传递的转矩危险截面的分析从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出齿轮中心截面C为危险截面，先将计算出的截面C处的分析的齿轮中心截面C为危险截面，取折合系数a=0.6其当量弯矩为/及的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F=20.32N,=2063N=113.02N,=1420.50N弯矩M=114.1=8.14=100.72总弯矩=100.72, =144.334扭矩T=384.48K7.按弯扭矩合成盈利校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即C截面的强度。根据式15-5及上表中的数据，以及轴是单向旋转，扭转切应力应转化为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力之前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全8.精确校核轴的疲劳强度判断危险截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将消弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A, B均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度影响来看，接截面和处的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大，截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。因此只需校核截面的左右两侧即可。截面的右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩M为截面右侧的扭矩为=384348截面右侧的弯曲应力截面右侧的扭转切应力轴材料为45钢，调质处理。由表15-1查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取。因，经插值后可查得=2.0=1.32又由附图3-1可查得轴的材料的敏感系数为0.82，0.85故有效应力集中系数按式附表3-4为由附图3-2的尺寸系数0.73，由附图3-3的扭转尺寸系数0.85。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及式3-12a得综合系数为0.1-0.2，取0.10.0.-0.1，取0.05于是，计算安全系数值，按式15-6至15-8则得故其安全截面的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面左侧的扭矩为=384348截面左侧的弯曲应力截面左侧的扭转切应力过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得=3.15， =轴按磨削加工，由附图3-4查得表面质量系数0.92故得综合系数为所以轴在截面左侧的安全系数故其安全七减速器附件的选择1. 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔处应设计凸台，以便于机械加工出支承盖板的表面，并用垫片加强密封，盖板用钢板制成，用M6螺钉紧固2. 放油孔和螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器，不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应设置凸台，并加封油圈加以密封。3. 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.4. 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.5. 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.6. 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一个圆锥定位销，以提高定位精度.7. 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.八润滑与密封一、 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径。二、 滚动轴承的润滑由于浸油齿轮周向速度较低，所以轴承宜采用脂润滑。三、 润滑油的选择齿轮选用全损耗系统用油L-AN68润滑油；轴承选择ZN-3钠基润滑脂。四、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封。九.箱体结构尺寸箱座壁厚=0.025a+510mm箱盖壁厚11=0.88mm机座凸缘壁厚b=1.515mm机盖凸缘壁厚b1=1.5112mm机座底凸缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+1220mm地脚螺钉数