机械设计课程设计04821

1、机械设计课程设计任务书学生卫星专业年级车辆工程 2008 级设计题目：设计带式输送机传动装置设计条件：1、 输送带工作拉力：F = 3300N ；2、 输送带工作速度：v = 1.2m/s（允许输送带速度误差为5%）；3、 滚筒直径： D = 350mm；4、 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；室，灰尘较大，环境最高温度35 ；5、 使用折旧期：8 年；6、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；7、 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V ；8、 运输带速度允许误差：5%9、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1、 减速器装配图1（

2、 A1 ）；2、 零件工作图3；3、 设计说明书1 份。指导教师签名：2010年 6月 9日设计容计算及说明传动装置的2 、传动装置的总体设计总体设计2.1 、电动机的选择1.选择电动机的类型电动机的选按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机， 全封闭择自扇冷式结构，电压 380V 。2确定电动机的功率Fv33001.23.96kW1） Pw10001000 w其中，带式输送机的效率w1 。2）通过查机械设计课程设计手册表1-7确定各级传动的机械效率：联轴器联 =0.99 ；齿轮齿 =0.98 ；轴承球 =0.99 。总效率223232。联 齿 球0.980.990.990.91电动

3、机所需的功率为： PdPw3.964.35kW 。0.91由表机械设计课程设计手册表12-1选取电动机的额定功率为 2.2 kW 。3.确定电动机的转速按推荐 的传动 比合 理围，两 级展开 式圆 柱齿轮减 速器传 动比i925而工作机卷筒轴的转速为6 103V6 103 1.2nwr / min 65.51r / minD350结果Pw3.96kW0.91Pd4.35kW所以电动机转速的可选围为ndinw(9 25)65.51r min(589.59 1637.75) r / min符合这一围的同步转速有1000r min 和 1500r min 两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及

4、价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000r / min 的 Y 系列电动机 Y132M2-6, 其满载转速为 nw 960r / min ,电动机的安装结构形式以及其中心高 ,nw65.51r / min外形尺寸,轴的尺寸等由表12-5中查得：电动机外伸轴直径D=38mm，外伸轴长度 E=80mm 。传动装置的2.2 、计算传动装置的总传动比i 并分配传动比总传动比计1.总传动比 i 为算及分配nm960i14.65nw65.512.分配传动比ii i取 i1.4i计算传动装i4.54 ， i3.23置的运动和2.3 、计算传动装置的运动和动力参数动力参数1.各轴的转速轴

5、nnm 960 rmin轴nn211.45 r mini轴nnmin65.51ri卷筒轴nwn65.51r mini14.654.各轴的输入功率轴P =Pd联 =4.35 0.99=4.31kW轴P=P球齿 =4.310.990.98=4.18kW轴P=P球齿 =4.180.990.98=4.05kW卷筒轴Pw=P球联 =4.050.990.98=3.93kWi4.54，5. 各轴的输入转矩i3.23轴T9550P4.31 9550 42840 N mmn960轴T9550P4.189550188700 Nmmn211.45轴T9550P4.059550 590940 Nmm960 r min

6、n65.51n工作轴Tw9550Pw3.939550572913Nmmnw65.51电动机轴 Td9550Pd4.35 9550 43273 N mmnw960n211.45 r min将上述计算结果汇总与下表，以备查用。项目电动机轴轴轴工作轴 n65.51rmin转速 n / r min 1960960211.4565.5165.51功率 P / kW4.354.314.184.05nw65.51 rmin3.93转矩 T / N mm4327342841887005909405729130P =4.31kW传动比 i14.543.231P=4.18kW效率0.990.960.960.993

7、 、传动零件的计算P=4.05kW3.1 第一级齿轮传动设计计算Pw =3.93kW1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。T42840N mm2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-83) 。3）材料选择。由机械设计课程设计手册 ，选择小齿轮材料为 40Gr T188700N mm（调质），硬度为 280HBS ，大齿轮为 45钢（调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS 。T590940 N mmz =20 ，则大齿轮齿数zzi20 4.55 90.84）选小

8、齿轮齿数 121取 z2 912. 按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算Tw572913Nmmd1t 2.323KT1 u 1( ZE)2du HTd 43273 N mm传动零件的(1).确定公式的各计算数值计算1)试选载荷系数 Kt1.3 。2)计算小齿轮传递的转矩第一级齿轮9.55 106 P传动设计计T142840N mmn算3)按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表10-7选取齿宽系数 d 1。14)由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E189.8MPa 2 。5)由机械设计图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极 限H lim1550MPa ； 大

9、 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim2500MPa 。6)计算应力循环次数N160n1 jLh60 960 1 365 2 8 8 2.691 109N2N15.927108i7) 由机械设计图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1 0.89；KHN 2 0.93。8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1% ，安全系数 S=1K HN1H lim10.0.89550MPa489.5MPaH 1SK HN2H lim20.93500MPa465MPaH 2S(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入 H 中较小的值。d 2.323Kt T1u1( ZE)252.095mm

10、1tu Hd2)计算圆周速度 v 。vd1t n152.095 960601000602.62 m s10003)计算齿宽 bbdd1t152.09552.095mm4)计算齿宽与齿高之比 b/h模数mtd1t=52.095=2.605z120齿高h2.25mt2.252.605mm 5.861mmb52.095h5.8618.895)计算载荷系数 K根据 v=2.62m/s，由图 10-8查得动载荷系数 K v1.08 ；直齿轮， K HKF 1；由表 10-2 查的使用系数 K A1；查表 10-4 用插值法得 7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置 K H1.420由 b/h=8

11、.89， K H1.420 由图 10-13得 K F1.31 ；故载荷系数KK AKV K H K H1 1.081 1.4201.5346)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d1d1t 3 K / Kt52.095 3 1.534/1.3mm55.045mm7)计算模数 mm1d1 / z155.045/ 202.272mm3.按齿根弯曲强度设计，公式为2KT1 YFaYSam1 3d z12F(1).确定公式的各参数值1) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1460MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim2 400MPa ；2) 由机械设计图 10-18

12、 取弯曲疲劳寿命系数 K HN 10.83 ，KHN20.89 ；3)计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 ，F1K FN1FE 1SF2KFN2FE 2S0.83460/1.4272.71MPa0.89400 /1.4254.29MPa4)计算载荷系数 KKK AKV K F KF5)查取齿形系数由机械设计表10-5 查得 YFa 12.80 ； YFa 21.198 ；6）查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得 YSa11.55 ； YSa2 1.7817）计算大、小齿轮的 YFaYSa 并加以比较；F YFa 1YSa12.801.550.01591 F1254.2

13、9YFa 2YSa21.198 1.781 F2254.290.00839大齿轮的数值大。（2）设计计算m321.415428400.01591mm 1.689mm1242对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m1 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数 1.689mm并圆整为标准值m=2mm接触强度算得的分度圆直径 d1 =5.045mm，算出小齿轮齿数z1d155.045 =27.5225 ，取 z128 ；m2大齿轮 z2i

14、z1 28 4.54 127.17，取 z2128 ；这样设计出的齿轮传动， 即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。4.几何尺寸设计(1)计算分圆周直径d1z1m128256mmdz m128 2256mm221(2)计算中心距d1d2156mma2(3)计算齿轮宽度bd d115656mm取 B2 56mm， B2 61mm。5.结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用腹板式式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：齿轮工作图如下图所示：d11.6d1.64064mm ，0 2.5m 8 : 10mm ，取 0 8mmD 00.55(D1d1

15、)0.55(10564)92.95mmnm2mmd00.25( D1d1 )0.25(10564)10.25mmr0.60.14m0.60.1420.88mm，C11.50.1b15，去 C1163.2 第二级齿轮传动设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，软齿轮面闭式传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-83) 。3）材料选择。由机械设计课程设计手册 ，选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为 280HBS ，大齿轮为 45钢（调质），硬度为 240HBS ，二者材料硬度差为 40HBS

16、 。4）选小齿轮齿数z3 =24，则大齿轮齿数 zzi 24 3.23 77.52，43取 z4 78 ；2. 按齿轮面接触强度设计由设计计算公式进行计算d2.323KT2 u 1( ZE) 23tdu H(1).确定公式的各计算数值1)试选载荷系数 Kt1.32)计算小齿轮传递的转矩9.55 106 P188700N mmT2n3)按软齿面齿轮非对称安装，由机械设计表10-7选取齿宽系数 d1。14)由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 Z E189.8MPa 2 。5)由机械设计图10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度 极 限H lim1550MPa ； 大 齿 轮 的

17、 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim2 500MPa 。6)计算应力循环次数N160n jLh 60 211.45 1 365 2 8 8 5.924 108N2N11.835108i7) 由机械设计图10-19 取接触疲劳寿命系数KHN 3 0.93；KHN 4 0.98。8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% ，安全系数 S=1KHN3H lim30.93550MPa511.5MPaH 3SK HN4H lim40.98500MPa490MPaH 4S(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d3t ，代入 H 中较小的值。d3t2.323Kt T2u1( ZE )284.432mmduH

18、 2)计算圆周速度 v 。vd3t n84.432211.450.934m s6010006010003)计算齿宽 bbdd3t184.43284.432mm4)计算齿宽与齿高之比 b/h模数mtd3t84.4323.518z324齿高h2.25mt2.253.518mm7.9155mmb84.43210.67h7.91555)计算载荷系数 K根据 v=0.934m/s， 7 级精度，由图10-8查得动载荷系数K v 1.02 ；直齿轮， K HK F1；由表 10-2查的使用系数 K A1；查表 10-4用插值法得7 级精度查机械设计，小齿轮相对支承非对称布置 K H1.427由 b/h=1

19、0.67， K H1.427，由图 10-13 得 K F1.40 ；故载荷系数KKAKVKHK H1 1.0211.4271.4566)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，d3d3t 3 K / K t84.432 3 1.456 /1.3mm87.683mm7)计算模数 mm2d3 / z387.683/ 243.653mm3.按齿根弯曲强度设计，公式为m2KT1YFaYSa3d z32F(1).确定公式的各参数值1) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F lim1460MPa ；大齿轮的弯曲强度极限F lim2 400MPa ；2) 由机械设计图10-18 取弯曲疲

20、劳寿命系数 K HN 30.89 ，KHN40.91 ；3)计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，F3KFN 3FE 3SF4KFN4FE 4S0.89460/1.4292.429MPa0.91 400 /1.4260MPam=2mm4)计算载荷系数 KKK AKV K F KF1 1.021 1.4014285)查取齿形系数z128由机械设计表10-5 查得 YFa 32.65 ； YFa42.224 ；6）查取应力校正系数z2128由机械设计表10-5 查得 YSa31.58 ； YSa41.7667）计算大、小齿轮的YFaYSa 并加以比较；F YFa 3YSa32.65

21、1.58F 30.017271036292.429YFa 4YSa42.224 1.766F 40.015106092260d156mm小齿轮的数值大。（2）设计计算d2256mmm321.4281887000.017271036mm 2.528mm1242对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数， 由于齿轮模数 m 的大小主要取决于a=156mm弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.528 并圆整为标准值 m=3mm接触强度算得的分度圆直径 d3 =87.683

22、mm，算出小齿轮齿数B256mmd387.68329.228 ，取 z3 30 ；B261mmz33m大齿轮 z4 i z330 3.23 96.9 ，取 z497 ；这样设计出的齿轮传动， 即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。4.几何尺寸设计(1)计算分圆周直径d3z3m30390mmd4z4 m97 3291mm(2)计算中心距d3d4(90 291)/ 2 190.5mma2(3)计算齿轮宽度bd d119090mm取 B4 90mm， B3 95mm。5.结构技术及绘制齿轮零件图小齿轮采用实心式结构第二级齿轮齿轮的有关尺寸计算如下：传动设计计

23、03mm 取0 =4mm算d1 =1.6d=1.640=64mmd0 =d a / 2030mm 取30mmD 00.55(D1d1 )0.55(82.2564)73.125 mmnm=3大齿轮采用腹板式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：d11.6d1.665104mm ，0 2.5m 8 : 10mm ，取 0 12mmD 00.55(D1d1 )0.55(253.5104)186.725mmnm3mmd00.25( D1 d1 )0.25 (253.5 104) 37.375mmr0.60.14m0.60.1431.02mm，C1 15mm ，取 C120mm名称符单高速级低速级号位小齿轮大齿

24、轮小齿轮大齿轮中心距am156190.5m传动比i4.543.23模数mm23m压力角o2020齿数z281283097分度圆直径dm5625690291m齿顶圆直径dam6026096297m齿根圆直径dfm5125182.5283.5m齿宽bm61569590m材料40Cr4540Cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS2802402802404 轴的设计4.1 、轴的材料选择和最小直径估计根据工作条件，选定轴的材料为45 钢，调质处理。轴的最小直径计算公式 dminA03 P，A 0 的值通过查教材表14-2 确定为：nA0=112 。轴 d1 A0 3P11123 4.3118

25、.47mm，考虑到联轴器，键n1960槽的影响，取 d132mm 。轴d2A0 3P211234.1830.28mm ，取 d235mmn2211.45轴d3A0 3P31123 4.0544.30mm，取 d350mm ；n65.5134.2 、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定d11 ：最小直径处为与电动机相连安装联轴器的外伸轴段，因此d1132mmd12 ：密封处轴段d1240mmd13 ：滚动轴承轴段d1345mm 滚动轴承选取6309 ： d ×D ×B=45mm ×100mm ×25mmd14 :过渡段d1450 mm齿轮轴段由于齿

26、轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。d15 ：滚动轴承段，d1645mm2）高速轴各段长度的确定l11 ：l1158mml12 ：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l1268mml13 ：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定l1345mml14 ：由装配关系、箱体结构确定l14102.5mml15 ：由高速小齿轮齿宽确定 l1561mml16 ：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定l16 45mm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定d21 ：最小直径处为滚动轴承轴段，因此d2135mm .滚动轴承选取 6307 ：d ×D ×B=35mm ×80mm ×21

27、mmd22：低速小齿轮轴段取 d2240mmd23：轴环，根据齿轮的轴向定位要求取 d2348mmd24: 高速大齿轮轴段取 d2440mmd25：滚动轴承段 d2535mm2）中间轴各轴段长度的确定l21 ：由滚动轴承，挡油盘及装配关系取 l2143mml12 ：由低速小齿轮齿宽取l 2293mml23 ：轴环取 l2310mml14 ：由高速大齿轮齿宽取 l2454mml25 ： l2545.5mm3、低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定d31 ： 滚动轴承轴段，因此 d31 60mm .滚动轴承选取6312 ：d×D ×B=60mm ×130mm ×

28、31mm 。d32：低速大齿轮轴段 取 d32 65mmd33：轴环，根据齿轮的轴向定位要求取 d3375mmd34: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位取 d3465mmd35：滚动轴承段 d35 60mmd36 ：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取 d36 55mmd37 ：最小直径，安装联轴器的外伸轴段d3750mm2）低速轴各轴段长度的确定l31 ：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取l 3155.5mml32 ：由低速大齿轮齿宽 取 l3288mml33 ：轴环 取 l33 12mml34：由装配关系和箱体结构取 l3459mml35：滚动轴承、挡油盘以及装配关系l

29、35 51mml36：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定 l36 62mml37： l37 82mm5 低速轴的校核计算1、低速轴的受力分析由于选择的是直齿轮故该轴受圆周力、径向力作用其大小如下：2T32590940Ft4061.44Nd4291Fr Ft tan4061.44 tan 20o1478.24 N2、低速轴的受力情况如下图所示3、求垂直面的支承反力Fr L31478.24oFNV 183L2L3234.5523.22NFNV 2FrFNV 1955.02 N4、求水平面的支承反力FNH 1Ft L34061.4483oL2L3234.51437.52NFNH 2FtFNH 12

30、623.92 N5、垂直面的弯距M NVFNV 1 L2523.22151.579267.83 N mm6、水平面得弯矩M NHFNH 1 L21437.52151.5217784.28 N mm7、求合成弯距M76914.02N mm载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH 11478.52N ,FNV 1523.22N ,FNH 22623.92NFNV 2955.02N弯矩 MM NH217784.28 mmM NV79267.83 N mm总弯矩M231761.48N mm扭矩 TT 590940 N mm8、做出轴的载荷分布图9、按弯扭合成应力校核轴的强度按照上表数据，以及轴单向旋转

31、，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6 ，轴的计算应力W0.1d 30.165327462.5mm3M2( T)2ca12.91MPaW前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得160MPa 。因此ca1 ，故安全。10 、精确校核轴的疲劳强度（1）齿轮左端面左侧抗弯截面系数W0.1d抗扭截面系数W0.2d30.175342187.5mm330.275384375 mm3齿轮左端面左侧弯矩M为M 231761.48 151.5 45 162921.44N mm151.5截面上的扭矩 T3 为 590940N mm截面上的弯曲应力截面上的扭矩切应力M162921.44b3.86MPaW

32、42187.5T3590940WT7MPa84375轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得B640MPa ，1275MPa ，1155MPa 。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 m=3mm取，因 r40.053 ， D 751.154 ，经插值课查得：d75d652.108 ，1.46 ；又由附图 3-1可得轴的材料的敏性系数为 q0.85 ， q 0.90z3 30故有效应力集中系数为k1q (1)10.85(2.108 1) 1.94， z4 97k1q (1)10.90(1.46 1) 1.41由附图 3-2的尺寸系数0.64 ，由附图 3-3可得轴扭转尺

33、寸系数0.80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q1 ，则综合系数为k11.9413.12k110.640.92k11.4111.85k110.800.92又由3-1 与3-2 得碳钢的特性系数0.1 : 0.2 ，取0.10.05 : 0.1 ，取0.05于是安全系数 Sca 值S127522.833.123.86Kam0.1 0S115523.317Kam1.8570.0522S S22.8323.31?S 1.5ScaS 22283216.52S223.312故可知起安全。（2）齿轮左端面右侧抗弯截面系数W 0.1d 30.1 65327462.5

34、mm3d390mmd4291mma190.5mmB490mmB395mm抗扭截面系数W0.2d 30.2 65354925 mm3齿轮左端面左侧弯矩M为M 231761.48 151.5 45 162921.44N mm151.5截面上的扭矩 T3 为 590940N mm截面上的弯曲应力截面上的扭矩切应力M162921.44b5.93MPaW27462.5T3590940WT10.76MPa54925过盈配合处的 k，由附图 3-8 用插值法求出并取k0.8 k，于是得：k3.56 ， k0.8 3.56 2.85 ；轴按磨削加工，由附图3-4 得表面质量系数为0.92故得综合系数为k111

35、13.65k3.560.92k11112.94k2.850.92所以轴在截面右侧的安全系数Sca 值SKSK127512.71am 3.665 5.93 0.1 011559.6410.76am10.762.940.0522S S12.719.64，ScaS 212.7127.68 ? S 1.5S29.642故该轴在截面右侧的强度也是足够的。6 、低速轴滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴63099两个，轴 6307两个，轴 选用6312两个(GB/T297-1994)低速轴寿命计算：1.查机械设计课程设计表6-1 ，得深沟球轴承6312Cr额81.8kNC0r51.8kN2.查机械设计得X=1,Y=03.计算轴承反力及当量动载荷：在水平面轴承所受得载荷FNH 1Ft L34061 83o1437.52NL2L3234.5FNH 2FtFNH 12623.92N在垂直面轴承所受得载荷