机械设计基础课程设计

1、上海交通大学成教学院机械设计课程设计计算说明书 姓名： 班级： 学号： 指导老师： 日期： 目录 引言1 一机构介绍2 1.课题要求2 2.传动示意图2 3.传动过程2二电机的选择3 1.工作机的功率 Pw3 2.电机所需输出功率 Pd3 3.确定电机计算转速 n3 4.确定电机选型3 5.传动比的分配4三计算传动装置的运动和动力参数4 1.皮带输入高速轴4 2.轴减速器高速轴4 3.轴减速器高速轴5 4.轴传动滚筒轴5四带传动设计5 1.确定计算功率 Pc5 2.选取普通 V 带型号5 3.确定带轮基准直径 d1.d2 6 4.验算带速 V6 5.确定中心距 a0 和胶带长 Ld6 6.计算

2、实际中心距 a7 7.演算小带轮包角17 8.确定V带根数 Z7 9.求初拉力 F0 及带轮轴上的压力 Fa8 10.带轮的结构设计8 11.设计结果8五齿轮设计9 1.选择齿轮材料及精度等级9 2.齿面接触疲劳强度计算9六轴承选择及实际使用寿命计算13 1.轴承类型的选择13 2.计算实际寿命13七润滑密封设计15 1.轴承和传动齿轮的润滑15 2.润滑油的选用15 3.密封形式15八联轴器的设计15九设计心得16十致谢16十一参考文献17引言 机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践环节。通过课程设计，可综合运用机械设计课程和其它先修课程的理论和实际知识，培养解决实际问题的能力，掌握机械设

3、计的一般规律，树立正确的设计思想。通过课程设计，可学习运用标准，规范，手册，图册和查阅科技文献资料及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获得相关信息的能力。 齿轮变速器广泛应用于机械，冶金，化工，建筑，运输。船舶等领域，是一个典型的动力传动机构，它是一种利用齿轮角速度的变化，将电机的回转转速减速到所要求的回转速度，并得到较大转矩的装置，具有承载能力强，寿命长，体积小，效率高，重量轻等优点。通过齿轮变速器的课程设计，可逐步学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、

4、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力。一机构介绍1.课题要求运输带工作速度V=1.5m/s，运输带工作拉力F=1100N，卷筒直径D=250mm。工作条件：连续单项 运转，载荷平稳，空载启动，使用年限为10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差-5%5%。2.机构传动示意图 （图1-1）3.机构传动过程电机 带传动 高速级齿轮 低速级齿轮 联轴器 滚筒运输带二. 电机的选择1. 工作机的功率Pw 根据工作阻力和速度来确定Pw即： Pw = FV1000 （式2.1） F 运输带工作拉力 V 运输带工作速度 Pw = FV1000 = 11001.51000 = 1.65KW2

5、. 电机所需输出功率Pd Pd = Pw总 （式2.2） 传动装置的总效率总=122345 1 V形带传动效 1=0.96 2 滚动轴承传动效率2=0.99 3 闭式带轮传动效率3=0.97 4 联轴器效率4=0.99 5 传动滚筒效率5=0.96 总=122345=0.960.9920.970.990.960.87 Pd = Pw总 = 1.650.876 = 1.883 KW 1.9 KW 因载荷平稳电机额定功率Ped略大于Pd即可。3. 确定电机计算转速n n = 61000VD （式2.3） n = 610001.5250 x10= 114.59 r/min 115 r/min4. 确

6、定电机型号 V形带传动的传动比通常采用i=24；一级圆柱齿轮减速器传动比通常采用i=35； 所以本系统的传动比：i总=i1i2=（24）（35）=620 n电=i总 n=(620)115=（6902300） r/min 查表选T112M-6电机 额定功率Ped = 2.2KW 转速n电 = 940 r/min5. 传动比的分配 i总= n电n （式2.4） i总= 940115 =8.2 i1=iV带=2 i2=i齿=4.1三计算传动装置的运动和动力参数1. 皮带输入高速轴P0=Pd=1.9kw n0=940r/minT带=9.55 x p0n0 （式3.1）T带=9.55 x1.910394

7、0 =18.9 Nm2. 轴减速器高速轴P1=P01 （式3.2）P1=1.90.96=1.824kwn1= n0i1 （式3.3）n1= 940 2 = 470 r/minT1=9.55 P1n1 = 9.551.824103470 = 36.3 Nm3. 轴减速器高速轴P2=P1223 （式3.4）P2=1.824kw0.9920.97=1.735kwn2= n1i2 = 4704.1 =115 r/minT2=9.55 P2n2 =9.551.735103115 =143.7 Nm4. 轴传动滚筒轴 P3=P245 （式3.5） P3=1.735kw 0.990.96 = 1.645kw

8、 n3=n2=115 r/minT3=9.55 P3 n3 = 9.55 1.645103115 = 136.6 N四带传动设计1.确定计算功率Pc Pc=KAP （式4.1） KA 工作情况系数：由表查得KA=1.2 Pc = KAP = 1.21.9 = 2.28 kw2.选取普通V带型号 按Pc = 2.28 KW ，n1 = 940 r/min 根据V带选型图选用A型普通V带3.确定带轮基准直径d1，d2 查表选取小带轮基准直径d1 = 125mm. 大带轮基准直径d2 = iV带xd1 （式4.2） iV带=2 d2=2x125=250mm n2= n1iV带 = 9402 = 47

9、0 r/min 4.验算带速 V V = n1d1 601000 （式4.3） V = 125940601000 =6.1496.15 m/s此带速在525m/s 范围内，符合要求5.确定中心距a和胶带长Ld 1） 初步确定中心距a0 0.7 x（d1+ d2） a0 2 x（d1+ d2） （式4.4） 0.7 x (125+250) a0 2 x (125+250) 263mm a0 750mm 取a0 =500 mm 2） 初选a0后，可根据下式计算带的初选长度Ld0 Ld0 = 2a0+ （d1+d2）2 + （ d1+d2）24a0 （式4.5） Ld0= 2500 + 3.14（1

10、25+250）2 + （250-125）24500 =1596.8 3） 查表选取与Ld0相近的标准带近似长度Ld=1600mm6.计算实际中心距a a = a0+ （Ld-Ld0）2 （式4.6） a= 500+ （1600-1596.8）2 = 501.6mm502mm 中心距的变动范围为 a - 0.015Ld=amin=501.6 - 0.0151600 = 477.6mm a + 0.03Ld=amax=501.6 + 0.031600 = 549.6mm 478mm a 550mm7.验算小带轮包角1 1=180 - d2-d1a 57.3 （式4.7） 1=180 - 250-1

11、25500 57.3 = 179.75120 8.确定V带根数Z Z pcp0+p0kakL （式4.8） Ka 包角系数： 由表查得Ka=0.97 KL 长度修正系数： 由表查得KL=0.99 根据 d1=125mm. n1=940 r/min P0=F1（1 - 1 efa）Av1000 （式4.9） 也可以查表按插入法得 P0=0.45+ 0.52-0.45980-800 （980-940） = 0.47KW 单根普通V带额定功率增量 p0= Kbn1（1 - 1Ki） （式4.10） Kb 弯曲影响系数：由表查得Kb =1.027510-3 Ki 弯曲影响系数： 由表查得Ki =1.1

12、202 p0= 1.0275 x10-3x 940 x (1 - 11.1202) = 0.107KW 得普通V带根数：Z= pcp0+p0kakL = 2.280.47+0.1040.970.99 = 4.136 取Z=5根9.求初拉力F0及带轮轴上的压力Fa 由表查得A型普通V带的每米质量q = 0.10 kg/m，根据式求单根V带的初拉力 F0 = 500pCZV（2.50.97-1）+ qV2 （式4.11） F0 = 5002.2856.15（2.50.97-1）+ 0.106.152 = 62.26 N作用在轴上的压力Fa Fa = 2F0 Z sin12 （式4.12） Fa =

13、 2 62.26 5 sin179.752 = 311.3 N10.带轮的结构设计 图4-111.设计结果 选用5根A系列1600/Ld GB 11544-89带中心距 a = 502m 带轮直径d1 = 125mm , d2 = 250mm 轴上压力 Fa = 311.3N皮带截面图如下所示： 图4-2五. 齿轮设计1选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45#钢调质处理，硬度为220-250HBS 大齿轮运用45#钢正火处理，硬度为170-210HBS 由表查得选8级精度齿面粗糙度为Ra3.2-6.32齿面接触疲劳强度计算 因两齿轮均为钢质齿轮，应用公式求出d1值确定有关系数和参数 1） 转矩

14、 T1 T1 = 9.55106Pn1 （式5.1） T1 = 9.551061.8470 = 3.66104 Nmm 2） 载荷系数 K 查表取 K=1.1 3） 齿数 Z 和齿宽系数 d 小齿轮的齿数Z1取25，则大齿轮齿数Z2=104 因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面为软齿轮，由表选取 d = 1 4） 许用接触应力 H H = ZNTHminSH （式5.2） H min 接触疲劳强度极限值 由图查得小齿轮接触疲劳强度极限值 H min1 = 560MPa， 由图查得大齿轮接触疲劳强度极限值 H min2=530MPa SH 最小安全系数：由表查得 SH= 1 N 应力循环次数 N

15、1=60 x njLn （式5.3） N1=604701(1052402）=1.2109 N2= N1i （式5.4） N2 = 1.21094.1 = 2.9108 ZNT 齿轮接触疲劳寿命系数 查图得 ZNT1 = 1， ZNT2 = 1.06 H1 = ZNT1Hmin1SH= 15601 = 560MPa H2 = ZNT2Hmin2SH =1.065301 = 562MPa d1 76.73 x 3KT1（u+1）duH12 （式5.5） d 齿宽系数 d = 1 K 载荷系数 K=1.1 U 齿数比 U = Z2 / Z1 = 104 / 25 = 4.16 H1 小齿轮许用接触应

16、力 H1=560MPa d1 76.73 x31.1x3.66104x5.1614.165602 =41.4m m = d1Z1 = 41.425 = 1.66 由表取标准模数 m = 2 5） 确定齿轮主要尺寸 d1 = m Z1= 225 = 50mm d2 = m Z2= 2104 = 208mm b2 = d d1 =150 = 50mm b1 = b2 + 5 = 55mm a = 12 m (Z1+Z2) （式5.6） a = 12 2 (25+104) = 129mm 6） 齿根弯曲疲劳强度校核 由公式得F，如FF 则校核合格，确定有关系数和参数(1) F = 2KTbm2Z x

17、YFxYS （式5.7） 确定有关系数和参数 YF 齿形参数 查表得： YF1=2.65 ， YF2=2.18 Ys 应力修正系数 查表得： Ys1=1.59 ， Ys2=1.8 K 载荷系数 查表取： K=1.1 m 齿轮模数 m = 2 Z 齿数 Z1 = 25，Z2 = 104 b 齿轮宽度 b=50 T 转矩 齿轮1弯曲疲劳强度 F1= 21.13.66104502225 x2.65x1.59 = 66.4 MPa 齿轮2弯曲疲劳强度 F2 =F1 X YF2YS2YF1YS1 =66.42.181.82.651.59 = 61.8 MPa(2) F= YNTFlimSF （式5.8

18、） Flim 许用弯曲应力 查图得： Flim1=210MPa，Flim2=190MPaSF 最小安全系数 查表得： SF=1.3 YNT 弯曲疲劳寿命系数 查图得： YNT1=YNT2=1 F1=YNT1Flim1SF= 1x210 1.3 =162MPa F2= YNT2Flim2SF = 1x190 1.3 =146MPa(3) 校核齿根弯曲疲劳强度 F1=66.4 MPaF1=162MPa F2= 61.8 MPaF2=146MPa 综合上述齿根弯曲强度校核合格 7） 验证齿轮的圆周速度V V= d1n1601000 （式5.9） V=50470601000 =1.256m/s 由表可

19、知8级速度是适合的。六轴承选择及实际使用寿命计算1轴承类型的选择由二轴承受力情况：主要承受径向力及部分轴向载荷，所以采用深沟球轴承，该轴承主要受径向载荷，同时也承受一定的轴向载荷 1） 轴（高速级）6309 2） 轴（低速级）6308 2计算实际寿命 1）需要轴承工作寿命LH LH=1082365 = 58400 h 2）轴承的预期寿命Lh Lh = 10660n（ft*Crfp*P） （式6.1） P - 当量动载荷 输入径向拉力 311.3N P1=311.3N （轴当量动载荷） 输出径向拉力 1100N P2=1100N （轴当量动载荷） Cr 基本额定动载荷 查表得: 轴承6309 C

20、r1=17 KN （轴） 轴承6308 Cr2=21 KN （轴） n 轴的转速 根据前面的计算结果有： n1 = 470 r/min （轴） n2 = 115 r/min （轴） 寿命指数 查表得 = 3 ft 温度系数 查表得 ft = 1 fp 载荷系数 查表得 fp = 1 则轴（高速轴）轴承预期寿命 Lh 1 = 10660470（1171031311.3）3= 5775110 LH = 58400 则轴（ 低速轴）轴承预期寿命 Lh 2 = 10660115（12110311100）3=1008395 LH = 58400 综合上述：所选轴承预期寿命远大于轴承实际需要工作寿命， 所

21、以所选轴承符合设计要求。 七润滑密封设计1轴承和传动齿轮的润滑 轴承和传动齿轮的润滑一般采用浸油润滑。浸油润滑摩擦阻力小并能散热，适合有一定温度的工况，油面高度一般不超过最低滚动体中心，以免过大的搅油损耗和热量，考虑啮合齿轮油耗，润滑油面还应略低于低速轮的底面大约三到四个齿高，全部采用齿轮飞溅润滑。2润滑油的选用润滑油选用耗损油润滑。润滑油标准号为：GB443-89；代号L-AN68，在40时，粘度为61.2-74.8。 润滑油粘度选用的原则：温度高，粘度高；温度低，粘度低。3密封形式 1）箱盖与箱座凸缘结合面的密封采用在结合面涂密封漆或垫片。 2）观察孔与油孔处结合面的密封：观察孔用橡胶或垫

22、片密封。 3）轴承盖的密封：盖与壳体用金刚纸或垫片密封；防漏盖与轴颈间的密封，盖的内径大于轴 径，间隙0.5mm，在盖的内径开V型槽，用羊毛毡镶嵌密封，并注意轴的转动轻重，避免产生过大的摩擦阻力。八联轴器的设计 由于减速输出轴转速低且平稳，为考虑拆装方便及经济，并补充安装时精度误差，减小冲击振 动，所以采用弹性套柱销联轴器。 型号TL9型（GB12458-1990）弹性套柱销联轴器。工程转矩Tn1000NMTcTn 采用Y型轴孔A型键，轴径d=50mm，轴孔长度L=80m九设计心得 本次课程设计的内容为单级圆柱直齿齿轮减速机，通过此次的课程设计，让我对单级圆柱直齿齿轮减速机的结构有了更进一步的了解，同时也巩固了机械设计基础课程中的相关知识，学习了解了机械设计的一般流程，锻炼了我综合运用了机械设计基础课程和其他相关的课程并结合生产实践过程中的有关经验去分析和解决在机械设计问题的能力。 在整个设计过程中，从电机的选型，传动装置的运动和动力参数的计算，带传动的设计，齿轮的设计，轴承的设计到润滑密封设计，联轴器的设计及AutoCAD 绘制组装图及部分零件图，让我所学的一些基础知识得到进一步的理解及巩固。在计算过程中，对于一些参数，系数的选取，让我学习了如何查表和查图，选取合理的数值