机械设计课程设计.docx

机械设计基础课程设计说明书 指导教师： 尹丽娟 班级： 机制 122 学号： 1207050204 姓名： 姚瑶 目 录一、传动方案拟定二、电动机选择三、计算总传动比并分配各级传动比四、运动参数及动力参数选择五、齿轮传动的设计计算及校核六、轴及其上零件的设计计算校核七、齿轮的结构设计八、减速器附件的选择九、设计小结十、参考资料一、传动方案拟定题目七：鸡舍链板式喂饲机的传动装置工作条件：双班制，连续单向转动。载荷平稳，驱动轮转速误差允许5%。注意饲料的工业污染问题原始数据：驱动轮工作功率Pw=1.6kW;饲链移动速度V=0.55m/s; 驱动轮直径D=160mm；计算工作转速：65.6r/min方案一：一级带传动+一级闭式齿轮传动带传动用于高速机，虽然传动平稳，可缓冲吸振，过载保护，但是结构较大，不宜使用；方案二：二级闭式齿轮传动结构尺寸小，传动效率高，而且适应性强，安装及维护也很方便。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=3轴承2齿轮2联轴器=0.9730.9820.992=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=P/总=1.60.85=1.88kW3、确定电动机转速：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选择n=960r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3kW，满载转速960r/min，额定转矩2.0 Nm，质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：is=96065.6=15.22、分配各级传动比根据指导书，取i1=3.6，i2=4.3四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI= 960r/minnII=nI/i1=960/3.6r/min=223r/minnIII=nII/i2=223/4.3r/min=62r/min2、计算各轴的功率（kW）PI=P工作联轴器=1.890.992kW=1.85kWPII=PI轴承齿轮=1.850.990.96kW=1.76kWPIII=PII轴承齿轮=1.760.990.96=1.67kW3、计算各轴扭矩（Nm）TI=9.55106PI/nI=18.4NmTII=9.55106PII/nII=74.5NmTIII=9.55106PIII/nIII=257.2Nm五、齿轮传动的设计计算校核（一）高速传动齿轮设计i=3.6 n=960r/min P=1.85kW1）选择材料及确定许用应力小齿轮：40CrNi调质，齿面硬度255HBS，Hlim1=500Mpa，FE1 =330Mpa大齿轮：45钢调质，齿面硬度215HBS，Hlim2=450Mpa，FE2 =315Mpa（课本表11-1）由课本表11-5，取SH=1.1，SF=1.25设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.2（课本表11-3），齿宽系数d=1.0（课本表11-6），小齿轮上的转矩T1=18400 Nmmd1=52齿数取z1=25，则z2=303.6=120 实际传动比i=3.6，误差为0%，符合要求。模数m=2齿宽 b=dd1=0.852mm=41.6mm，取b2=45mm，b1=50mm。中心距 a=(Z1+Z2)m/2cos=140 mm3） 验算轮齿弯曲强度由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. (二)低速传动齿轮设计1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表7-1选取，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34 则Z2=Z1i=343.7=1042.设计计算。（1） 设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9） T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为 HILim=580 HILin=560由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim=230 HILin=210应力循环次数N由式（7-3）计算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查得弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 又YST=2.0 试选Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力和许用弯曲应力 将有关值代入式(7-9)得 则V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s 查图7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.则KH=KAKVKK=1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取标准模数：m=2.5mm(3) 计算几何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取b2=85mm b1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.总结：高速级 z1=25 z2=110 m=2 低速级 z1=35 z2=125 m=2五、轴的设计与校核已知条件：I轴的输入功率PI=10.89kW 转速nI=960.3 r/min 输入转矩T=109.39 Nm 齿轮1的直径d1=75mm（一）轴I的设计1.初步确定轴的最小直径dmin根据材料力学知识，由轴所受扭矩的大小，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14-2 查取C=115，代入公式(14-2)又键槽处轴的直径要加大4%5%。则因联轴器是标准件，为了使所选的轴径d1与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。要求轴径dmind 半联轴器孔径。工作情况系数取KA=1.5， 选择型号TL6的联轴器，Tn=250 Nm，许用转速n=3800r/min，轴孔直径d（H7）=32mm， L=82mm，D=160mm，A=45mm，m=10.36kg。2. 轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案考虑轴上零件的固定和定位，以及装配顺序。如图1所示(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位的要求，d1=d半联轴器孔径=32mm；和轴段需一定位轴肩，故d2= d1+2h(h 为定位轴肩的高度，h0.07d)=35mm;半联轴器与轴配合的毂孔长度L=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故轴段的长度应比L1略短一些，即L1= L(23)mm=80mm；轴承盖其参数为内径d2=35mm，宽度b=37mm。 初步选择滚动轴承。根据工作载荷的大小、方向等限制条件，初选出轴承的型号6308深沟球轴承（其参数为d=40mm，D=90mm，B=23mm，安装尺寸damin=48mm，基本额定载荷Cr=40.8kN，C0r=24.0kN）。参照工作要求并根据d2，确定第段d3=40mm。取轴套长度为15mm，则L3=B+12=38mm。由于同一轴上的轴承尽量选用相同型号，所以第段的直径d7=d3=40mm，长L7=B=23mm（砂轮越程槽2mm）。齿轮的右端与右轴承采用套筒定位。取齿轮距箱体内壁之间的距离为a=10mm，两齿轮之间的距离为c=15mm，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=6mm，d6=44mm，L6=a+s+(23mm)=10+5+2-3mm=17mm已知齿轮轮毂的宽度为b1=75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故L5=b1(23mm)=73mm。d5=46mm。d4=50mm L4=b3+a+c=140+10+15mm=165mm（二）轴I的强度校核 齿轮1的受力分析：切向力 径向力求垂直面的支承反力（假设齿轮I逆时针转动）解得FIV2=N解得FIV1=N求水平面的支承反力（Ft1运动方向相反，垂直纸面向外）解得FIH2=N解得FIH1=637N垂直面的弯矩水平面的弯矩合成弯矩（考虑最不利的情况，将最大值带入）由轴传递的转矩危险截面的当量弯矩（考虑最不利的情况，取最大值）校核轴轴的材料为45钢，调质处理。由表14-3得按弯扭组合强度校核轴危险截面的强度： d=46mm，安全。（三）轴承I的校核轴承代号6308，Cr=40.8kN，C0r=24kN。预期寿命为10年，两班工作制，每年按300天计算。1)由上面的计算得FIV1=-232N FIV2=-830NFIH1=637N FIH2=2280N合成支反力 2)计算当量动载荷所选齿轮为直齿圆柱齿轮，故轴向力可不计。X=1，Y=0。当量载荷 Pr1=678N Pr2=2426N 故右侧轴承更危险。3)校核所选轴承冲击较小，fp=1.1（16-9） ft=1（16-8），安全（四）键的选择与校核1、联轴器的键的选择与校核因为联轴器属于从动联轴器，所以选择C型单圆头平键，其参数为bh=108 键长L= 70mm 挤压强度校核：，安全。2、 齿轮处键的选择与校核3、 选择A型圆头平键，其参数为bh=149 键长L= 63mm 挤压强度校核：6.2 已知条件：II轴的输入功率PII=10.46kW 转速n2=240.08 r/min 输入转矩T=416.08 Nm 齿轮的直径d2=300mm d3=140mm（一）轴II的设计1、初步估算轴的最小直径根据材料力学知识，由轴所受扭矩的大小，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14-2 查取C=115，代入公式(14-2)又因开有键槽，故增大4%5%，则d=40.47105%mm=42. 5mm显然最窄处为轴承处，由此选择轴承代号为6309的深沟球轴承。其主要参数为：d=45mm D=100mm B=25mm damin=54mm Cr=52.8kN C0r=31.8kN2、轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案考虑轴上零件的固定和定位，以及装配顺序。如图2所示(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。与I轴分析方法类似。 d1=d轴承=45mm L1=B+s+a+2=25+10+5mm=42mm（与轴I左侧轴承相配合）d2=50mm L2=b3-2=138mmd3=58mm L3=165-140=35mmd4=50mm L4=65-2=63mmd5=45mm L5=41mm（二）轴的强度校核齿轮2的受力分析（齿轮II为顺时针转动，与齿轮I方向相反）：圆周力 径向力齿轮3的受力分析（齿轮III为顺时针转动，与齿轮II转向相同 ）：圆周力 径向力垂直面的支承反力计算： 解得FIIV2=90N 解得FIIV1=1243N水平面的支承反力计算：解得FIIH2=-4189N解得FIIH1=4529N垂直面的弯矩计算：水平面的弯矩计算：合成弯矩计算：齿轮3轴线所在截面为危险截面。计算轴传递的转矩计算危险截面的当量弯矩 m选择轴的材料为45钢，调质处理。按弯扭组合强度校核轴危险截面的强度： d=50mm，安全。（三）轴承II的校核轴承代号6309的深沟球轴承。其主要参数为：d=45mm D=100mm B=25mm damin=54mm Cr=52.8kN C0r=31.8kN预期寿命为10年，两班工作制，每年按300天计算。FIIV1=1243N FIIV2=90NFIIH1=4529N FIIH2=-4189N1)计算合成支反力：2)计算当量动载荷所选齿轮为直齿圆柱齿轮，故轴向力可不计。X=1，Y=0。当量载荷 Pr1=4696N Pr2=4190N 故左侧轴承更危险。3)校核所选轴承冲击较小，fp=1.1（16-9） ft=1（16-8），安全。（四）键的选择与校核齿轮2处的键：轴的材料为碳素钢，轮毂的材料为钢，且钢的需用挤压压强选择A型圆头平键，其参数为 bh=149 键长L=56mm 校核其挤压强度：，安全。齿轮3处的键：轴的材料为碳素钢，轮毂的材料为钢，且钢的需用挤压压强选择A型圆头平键，其参数为 bh=149 键长L=125mm 校核其挤压强度：，安全。6.3 已知条件：III轴的输入功率PIII=10.04kW 转速n3=48.7 r/min 输入转矩T=1968.83 Nm 齿轮的直径d4=300mm b4=135mm（一）轴的设计1、初步估算轴的最小直径根据材料力学知识，由轴所受扭矩的大小，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14-2 查取C=105，代入公式(14-2)又因开有键槽，故增大4%5%，则d=62105%mm=65.1mm显然最窄处为轴承处，由此选择轴承代号为6315的深沟球轴承。其主要参数为：d=75mm D=160mm B=37mm damin=54mm Cr=112kN C0r=76.8kN2、轴的结构设计(1) 拟定轴上零件的装配方案考虑轴上零件的固定和定位，以及装配顺序。如图2所示(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。与I轴分析方法类似。 d1=d轴承=75mm L1=B+s+a+2=37+10+5+2mm=54mmd2=80mm L2=b4-2=133mmd3=d2+2h=94mm L31.4h=10mmd4=84mm L4=80mm（保证三根轴上每对轴承盖外端面间的距离大致一致。）d5=d1=75mm L5=37mmd7，所以d6=70mm L6=23*2+10=56mmd7=65mm L7=142-2=140mm（二）轴III的校核 齿轮4的受力分析（齿轮IV为逆时针旋转）：切向力（垂直纸面向外） 径向力求垂直面的支承反力解得FIIIV2=N解得FIIIV1=N求水平面的支承反力解得FIIIH2=N解得FIIIH1=N垂直面的弯矩水平面的弯矩合成弯矩（考虑最不利的情况，将最大值带入）由轴传递的转矩危险截面的当量弯矩（考虑最不利的情况，取最大值）校核轴轴的材料为45钢，调质处理。由表14-3得按弯扭组合强度校核轴危险截面的强度： d=80mm，安全。（三）轴承I的校核轴承代号6315，Cr=112kN，C0r=76.8kN。预期寿命为10年，两班工作制，每年按300天计算。1)由上面的计算得FIIIV1=1320N FIIIV2=757NFIIIH1=3626N FIIIH2=2081N合成支反力 2)计算当量动载荷所选齿轮为直齿圆柱齿轮，故轴向力可不计。X=1，Y=0。当量载荷 Pr1=3859N Pr2=2214N 故左侧轴承更危险。3)校核所选轴承冲击较小，fp=1.1（16-9） ft=1（16-8），安全（四）键的选择与校核1、联轴器的键的选择与校核因为联轴器为主动联轴器，所以选择C型单圆头平键，其参数为bh=1811 键长L= 125mm 挤压强度校核：，安全。2、齿轮处键的选择与校核选择A型圆头平键，其参数为bh=2214 键长L= 125mm 挤压强度校核：，安全。六、齿轮结构的设计齿轮1：d1=75mm 齿轮2：d2=300mm 齿轮3：d3=140mm 齿轮4：d4=690mm 对于的齿轮2，可采用锻造或铸造的腹板式结构，直径较小的齿轮1和齿轮3做成实心的。对于的齿轮4，用铸铁或铸钢制成轮辐式结构。制造时各项尺寸通过查手册可得。详见装配图。七、减速器附件的选择箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮啮合质量。1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成。B 油螺塞：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凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 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.D 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.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹