机械设计课程设计说明书2.doc

湖南工程学院课程设计 设计步骤本组原始设计数据：第十四组数据：滚筒轴功率P/kw 11 。滚筒轴转速v/(r/min) 110 。设计计算及说明设计结果1.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系列三相异步电动机，电压380V。2.确定电动机的功率从电动机到滚筒轴之间的总效率为：总=带滚2齿联由机械设计课程设计表10-1得： 带：V带传动效率0.96 滚：滚动轴承效率0.995（球轴承） 齿：很好跑合的7级圆柱齿轮传动效率0.985（稀油润滑） 联：弹性联轴器效率0.993总=0.960.99520.9850.993=0.93电动机所需功率为P0=P出总=110.93=11.83kw考虑到电动机的额定功率应略大于电动机所需的输出功率，取P电=1.2P0=1.211.83=14.2 kw3.确定电动机的转速由式 i总=n电n出12得 n电n出12=11012=1320r/min考虑电动机和传动装置的尺寸及价格等因素决定选用同步转速为1000 r/min的电动机。根据电动机类型、功率和转速，由机械设计课程设计表10-112和表10-113选定电动机型号为Y180L-6-B3，其技术数据如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y180L-6159701.82.02. 确定传动装置的总传动比和分配传动比1.计算总的传动比i总=n满n出=970110=8.822.传动比的分配i总=i带i齿根据前小后大及i带3，i齿4的分配原则，考虑润滑条件等因素，初定i带=2.352，i齿=3.7503. 计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速0轴 n0=n满=970 r/min轴 n=n0i带=9702.352=412.4 r/min轴 n=ni齿=412.43.750=110 r/min2.各轴的输入功率0轴 P0=P额=15 kw轴 P=P额带=150.96=14.4 kw轴 P=P滚齿=14.40.9950.985=14.1 kw3.各轴的扭矩T0=9.55106P0n0=9.5510615970=147680 Nmm T=9.55106Pn=9.5510614.4412.4=333463 Nmm T=9.55106Pn=9.5510614.1110=1224136 Nmm将上述计算结果汇总于下表：轴号功率（kw）转速（r/min）扭矩（Nmm）01597014768014.4412.433346314.111012241364.V带传送的设计计算1.选择V带型号（1）确定计算功率Pca查机械设计表4.6得工作情况系数KA=1.1由式 Pca=KAP0=16.5 kw（2）选择V带型号按Pca=16.5kw，n0=970r/min查机械设计图4.11，选B型V带2.确定带轮直径dd1、dd2 （1）选取小带轮直径dd1 参考机械设计图4.11及表4.4，选取小带轮直径dd1=150mm（2）验算带速v=dd1n0601000=150970601000=7.62m/s（3）确定从动轮直径dd2dd2=i带dd1=2.352150=352.8mm查机械设计表4.4，取dd2=355mm（4）计算实际传动比i=dd1dd2=355150=2.367（5）验算从动轮实际转速n2 n2=n0i=9702.367=410r/min412.4-410412.4100%=0.58%1205.确定V带根数z（1）确定额定功率P0由dd1=150mm，n0=800r/min及n0=980/min查机械设计表4.5，得单根B型V带的额定功率分别为2.07kw和2.425kw，用线性插值法求n0=970时的额定功率P0值P0=2.07+2.425-2.07980-800970-800=2.41kw（2）确定V带根数z查机械设计表4.7得P0=0.29kw查机械设计表4.8得K=0.95查机械设计表4.2得KL=0.98由式 zPca(P0+P0)KKL 得 z16.5(2.41+0.29)0.950.98=6.56根7根6.计算单根V带初拉力F0查机械设计表4.1得 q=0.17 kg/m由式 F0=500Pcavz2.5K-1+qv2F0=50016.57.6272.50.95-1+0.177.622=262N7.计算对轴的压力由式 FQ=2zF0sin12=27262sin159.332=3608N8.确定带轮的结构尺寸，绘制带轮工作图dd1=150mm，采用实心式结构 dd2=355mm，采用辐条式结构5.软齿面斜齿圆柱齿轮的设计计算1选择齿轮材料、热处理方法、精度等级、齿数z1与z2、齿宽系数d并初选螺旋角。考虑到此减速器功率不大，要求用软齿面闭式传动，故大、小齿轮都选用45钢调质处理，齿面硬度分别为240HBS和280HBS，载荷平稳，初选7级精度，小齿轮齿数z1=28，大齿轮齿数z2=i齿z1=3.7528=105，按软齿面齿轮对称安装查机械设计表6.5，取齿宽系数d=1.3，初选螺旋角=14。2按齿面接触疲劳强度计设计（1）确定公式中各参数由公式 d132KT1du+1uZHZEZZH21）载荷系数Kt初选 Kt=1.32）小齿轮传递的扭矩T由前面计算可知 T=333463 Nmm3）材料系数ZE查机械设计表6.3得 ZE=189.8MPa4）大、小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1、Hlim2按齿面硬度查机械设计图6.8得 Hlim1=630MPa、Hlim2=580MPa5）应力循环次数N1=60n1jLh=604101365168=1.149109N2=N1u=1.1491093.75=3.064108 6）接触疲劳寿命系数 KHN1、KHN2查机械设计图6.6得 KHN1=0.90、KHN2=0.957）确定许用接触应力H1、H2 取安全系数 SH=1H1=KHN1Hlim1SH=0.9630=567MPaH2=KHN2Hlim2SH=0.95580=551MPa8）确定节点区域系数ZH查机械设计图6.19得 ZH=2.459）确定螺旋角系数Z Z=cos=cos14=0.98510）确定重合度系数Z取 Z=0.82（2）设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径d1tH=H1+H22=567+5512=559MPad1t=321.33334631.33.75+13.752.45189.80.820.9855592 =72.52mm 2）计算圆周速度vv=d1tn1601000=72.52410601000=1.56m/s 3）计算载荷系数K 查机械设计表6.2得使用系数 KA=1；根据 v=1.56m/s、7级精度查机械设计图6.10得动载系数 Kv=1.05；查机械设计图6.12得 K=1.08；取K=1.1。则 K=KAKVKK=11.051.081.1=1.25 4）校正分度圆直径由式 d1d1t3KKt=72.5231.251.3=71.58mm（3）计算齿轮传动的几何尺寸 1）计算法面模数mnmn=d1cosz1=71.58cos1428=2.48mm查机械原理表6.2取标准模数 mn=2.5mm 2）中心距aa=mn(z1+z2)2cos=2.5(28+105)2cos14=171.34mm取a=171mm 3）螺旋角 =arccosmn(z1+z2)2a=arccos2.5(28+105)2171=13.53=1331482）两轮分度圆直径d1、d2d1=mnz1cos=2.528cos13.53=72mmd2=mnz2cos=2.5105cos13.53=269.99mmd带2-d齿2=355-269.99=84.46mm100mm 5）齿宽bb=dd1=1.372=93.6mm取 b2=95mm b1=100mm3.校核齿根弯曲疲劳强度 （1）确定公式中各参数值由式 F=2KT1dz12mn3YFaYSaF 1）大、小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1、Flim2查机械设计图6.9得 Flim1=220MPa、Flim2=240MPa 2）弯曲疲劳寿命系数KFN1、KFN2查机械设计图6.7得KFN1=0.88、KFN2=0.90 3）许用弯曲应力F1、F2取弯曲疲劳安全系数SF=1.4，应力修正系数YST=2.0 F1=KFNYSTFlim1SF=0.8822201.4=276.57MPaF2=KFNYSTFlim2SF=0.922401.4=308.57MPa 4）齿形系数YFa1、YFa2和应力修正系数YSa1、YSa2查机械设计表6.4得 YFa1=2.6、YFa2=2.2 YSa1=1.595、YSa2=1.78 （2）校核计算F1=2KT1dz12mn3YFa1YSa1 =21.253334631.32822.532.61.595=217.09MPaF1F2=F1YFa2Sa2YFa1Sa1=217.092.21.782.61.595=205MPa 轴的设计（1）轴上的功率P、转速n和扭矩T由上可知P=14.4kw、n=410r/min、T=333463 Nmm（2）求作用在齿轮上的力圆周力Ft=2Td1=233346572.14=9244.88N径向力Fr=Fttanncos=9244.88tan20cos14=3467.87N轴向力Fa=Fttan=9244.88tan14=2305N（3）初定齿轮轴的最小直径齿轮轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计表11.3取C=120d0min=C3Pn=120314.4410=39mm单键槽轴径应增大5%7%，即增大到4141.9mm取 dmin=41mmA B C D E F G H齿轮轴上最小直径是安装带轮处的直径dAB，取dAB=41mm，根据带轮结构和尺寸取LAB=80mm（4）齿轮轴的结构设计 1）为满足带轮轴向定位要求，B处需制出一段轴肩，故取B-C段直径dBC=48mm。 2）C-D段位安装轴承部位，其尺寸大小由所选轴承决定。dCD=dAB+812mm=5357mm因为轴同时受到径向力和轴向力的作用，故查手册初选轴承型号为单列角接触球轴承7211C，其尺寸为dDB=5510021，所以dCD=dGH=55mm。 3）由小齿轮尺寸可知，dEF=77.14mm，LEF=100mm，轴肩高度h0.07dCD，故取h=7mm，则轴环处的直径为dDE=dFG=63mm；轴环宽度b1.4h，根据结构要求LDE=LFG=9mm。 4）轴承端盖总宽度为42mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮之间的距离为35mm，故LBC=77mm。 5）取齿轮与箱体内壁间距为10mm，滚动轴承距箱体内壁10mm，取挡油环宽度为14mm，故LCD=35mm，考虑到H处有倒角，取LGH=37mm。（5）轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。按dAB查机械设计课程设计表10-34得平键截面尺寸bh=12mm8mm，键槽用键铣刀加工，长度为70mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，配合处轴的直径尺寸公差为p6。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角C2，轴肩处圆角R1.5。2轴的设计（1）轴上的功率P、转速n和扭矩T由上可知P=14.1kw、n=110r/min、T=1224136 Nmm（3）初定轴的最小直径轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计表11.3取C=120d0min=C3Pn=120314.1110=60.5mm单键槽轴径应增大5%7%，即增大到63.5364.74mm取 dmin=65mmA B C D E F G轴上最小直径是安装联轴器处的直径dAB，取dAB=65mm，根据所选联轴器的结构和尺寸取LAB=105mm（4）轴的结构设计 1）为满足带轮轴向定位要求，B处需制出一段轴肩，故取B-C段直径dBC=74mm。 2）C-D段位安装轴承部位，其尺寸大小由所选轴承决定。dCD=dAB+812mm=7377mm因为轴同时受到径向力和轴向力的作用，故查手册初选轴承型号为单列角接触球轴承7216C，其尺寸为dDB=8014026，所以dCD=dFG=80mm。 3）由大齿轮尺寸可知，dDE=90mm，LDE=93mm，轴肩高度h0.07dCD，故取h=7mm，则轴环处的直径为dEF=100mm；轴环宽度b1.4h，根据结构要求LEF=12mm。 4）轴承端盖总宽度为37mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定），根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮之间的距离为37mm，故LBC=80mm。 5）取齿轮与箱体内壁间距为10mm，滚动轴承距箱体内壁10mm，取挡油环宽度为14mm，故LCD=54mm，考虑到H处有倒角，取LFG=48mm。（5）轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按dDE查机械设计课程设计表10-34得平键截面尺寸bh=25mm14mm，键槽用键槽铣刀加工，长度为90mm，同时为了保证齿轮与轴有良好的对中性以保证齿轮啮合的中心距，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7p6；同样，联轴器与轴的连接，选用平键为bhl=18mm11mm90mm，联轴器与轴的配合为H7p6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为r6。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角C2，轴肩处圆角R1.5。7.轴的强度计算（1）求作用在齿轮上的力圆周力Ft=2Td2=212241365270.54=9049.57N径向力Fr=Fttanncos=9049.57tan20cos13.53=3394.61N轴向力Fa=Fttan=9049.57tan13.53=2256.31N（2）求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值。对于7216C型角接触球轴承，由手册中查得a=27.7mm。因此作为简支梁的轴的支撑跨距L2+L3=78.5mm+78.5mm=157mm。（2）求支反力将轴上所受载荷分解为水平力和垂直分力，然后分别求出各支承处的水平反力FNH、垂直反力FNV、弯矩和扭矩。Mae=d齿22Fa=270.5422256.3=305209.7NmmFNH1=FNH2=Fte2=9049.572=4524.785NFNV1+FNV2=Fre78.5Fre=157FNV2+Mae代入数据得FNV1+FNV2=3394.6178.53394.61=157FNV2+305209.7解得 FNV1=-246.7N FNV2=3641.32NFN1=FNH12+FNV12=4524.7852+3641.322=5808NFN2=FNH22+FNV22=4524.7852+246.72=4531.5N MH=FNH178.5=355195.6Nmm MV1=FNV178.5=285843.6Nmm MV2=FNV278.5=-19366NmmM1=FN178.5=455928NmmM2=FN278.5=355723Nmm画轴的受力图、计算简图、弯矩图、扭矩图如下：（3）弯扭合成强度校核 由弯扭合成图可知截面是危险。截面处的计算弯矩考虑启动、停机影响，扭矩为脉动循环变应力，取=0.6Mca=M12+T2=455928+0.612241362=734476Nmm截面C处的计算应力ca=McaW=7344760.1903=10MPa强度校核轴的材料为45钢调质处理，由机械设计表11.2查得-1=60MPacaFS1故轴承1被压紧，轴承2被放松，得：Fa1=FS2+Fae=4068.6NFa2=FS2=1812.6N（4）确定系数FaFr1=22565808=0.388e查机械设计表8.10得：X1=1，Y1=0 X2=0.44,Y2=1.4（5）计算当量动载荷P1=X1Fr1+Y1Fa1=5808NP2=X2Fr2+Y2Fa2=0.444531.5+1.41812.6=4531.5N（6）计算轴承寿命Lh查机械设计表8.7、8.8得fp=1.3，ft=1，又知=3Lh=16667nftCfpP=16667110895001.358083=252362h（7）验算轴承是否合适Lh=252362h46720h 合适9.轴上键的强度计算（1）轴上与齿轮间键的选择及校核 轴径d=90mm，轮毂长度L=95mm，查机械设计课程设计10-34，选A型平键，尺寸为：bhL=25mm14mm90mm强度校核l=L-b=90-25=65mm，T=1224136Nmm，k=h2=7mmp=2Tdkl=2122413690765=59.78MPa查机械设计表12.1得p=110MPa，pp，键强度符合（2）轴上与联轴器间键的选择及校核轴径d=65mm，轮毂长度L=105mm，查机械设计课程设计10-34，选A型平键，尺寸为：bhL=18mm11mm90mm强度校核l=L-b=90-18=72mm，T=1224136Nmm，k=h2=5.5mmp=2Tdkl=21224136655.572=95MPa查机械设计表12.1得p=110MPa，p1.210齿轮端面与内机壁距离13机座肋厚mm=8轴承端盖外径+（55.5）20014212. 润滑密封设计对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远小于2m/s，所以轴承采用脂润滑，选用ZN-3钠基脂润滑。箱体内选用L-AN68润滑剂润滑，装至规定高度。从密封性来讲，为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用螺栓连接端盖，保证密封性能。设计小结这次关于专用带式运输机的传动装置的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识。为我们以后的工作打下了坚实的基础。1机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、CAD实用软件、机械工程材料、机械设计手册等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。2这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想；训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反系和解决工程实际问题的能力；巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。3在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。4本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。5设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力