机械设计课程设计

一﹑选择电机….………………3页二﹑传动比分配………………….4页三﹑计算各轴转速………………...4页四﹑计算各轴的转矩……………...5页五、皮带设计…….6页六﹑链设计……页七﹑高速齿轮设计………………页课程设计任务书设计数据：运输带传递的有效圆周力运输带速度滚筒的计算直径设计要求：原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件：工作时间年，每年按天计单班工作(每班小时)。一﹑选择电机p'=p工作电n总n总=n带.n4轴承.n2齿轮.n链.n联轴器.n滚筒电0.8i=总n电动机n电动机n滚筒=i.n总滚筒i=2~4带i=2~6链i=3~6齿轮总n=601000v6010000.75=n=25.60(36~864)电动机p=5.775kwn=0.80总电n=25.60rmin表表YB2M-4二﹑传动比分配iii带链齿轮n1440i=电机==56.25总n25.60滚筒i=4i=456.25=2.74平总ii=2.2带齿轮i齿轮i=i总=2.50链i链ii2三﹑计算各轴转速ⅡⅢⅣn1440=电动机==654.56rmini.2n1440带=电动机==电动机==204.55rmin带齿轮=电动机=电动机==63.92rmin带齿轮=电动机==25.57rmin带齿轮链nn滚筒Ⅳn滚筒i总i=2.2带i=3.22齿轮i=2.50链n=204.55rminⅡn=63.92rminⅢn=25.57rminⅣ四﹑计算各轴的转矩计算公式：T=9550piN.miniⅠ电动机带p=p'.n.n.nⅡ电动机带轴承齿轮pⅣ=p'电动机.n带.n2轴承.n3齿轮.n链T=9.55106=2.28106N.mm25.57pⅠpⅡpⅢpⅣmmⅠNmmⅡT=9.55105N.mmⅢT=2.28106N.mmⅣ五、皮带设计由已知得：n=n=1440rmin小轮电动机p=K.pcaA电动机ca小轮﹑确定带轮的基准直径d①初选小带轮的基准直径。由表和表，取得②验算带速v，按式()验算皮带的速度v=d1小轮601000=601000③计算大带轮的基准直径d根据式()，得大带轮的基准直径根据表(8-8)圆整为﹑确定带中心距和基准长度Ld①根据式()0.7(d+d)a2(d+d)d1d20d1d20.7(125+280)a2(125+280)00初选中心距a=500mm0n=1440rmina~180-(da~180-(d-d)57.31d2d1a②由式()计算所需的基准长度d0024ad③按式()计算实际中心距a2 (2)a=a-0.015Lmindmaxd1476﹑计算皮带的根数①计算单根带的额定功率prd1=014501440010d1a查表得K=0.99L②计算带的根数zp1.95r(F)0min带的初始拉力的最小值=500ap+qv2kzvca00minp压轴力的最小值为：(F)=2z(F)sina1pmin0min2rp六﹑链设计确定传动功率p=p=6.39kw链Ⅲ﹑选择小链轮齿数取小链轮的齿数z=19，大链轮的齿数为121Az单排链，则计算功率为caz链﹑选择链条型号和节距rminca1Ⅲ查图，可选﹑计算链节数和中心距中心距：0p到中心距计算系数f=0.247651链12p﹑计算链速，确定润滑方式nzp63.92人19人44.45v=11=必0.9ms60人100060人1000pev0.9F=K.FpFpep七﹑高速齿轮设计型，精度等级，材料及齿数①选用直齿圆柱齿轮传动②运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级质，硬度为。大齿轮为钢(调质)，硬度为，二者材料硬度差为。④选小齿轮齿数z24，大齿轮齿数为12由设计计算公式()进行试算，即d12.323Z2⑴确定公式内的各计算数值①试选载荷系数K1.3t②计算小齿轮的转矩T1T1③查表④查表选取齿宽系数1d得材料的弹性影响系数1E⑤⑤强度极限600MPa。大齿轮的接触疲劳Hlim1强度极限550MPaHlim2⑥由式()计算应力循环次数N60njLNN15.8610823.21z7721600MPaHlim1550MPaHlim212取接触疲劳寿命系数HNHN2⑧计算接触疲劳应力取失效概率为，安全系数。由式()H1S1H2S1算1tH13.2(533.5)②计算圆周速度vv=1t1==2.214ms③计算齿宽bb1t④计算齿宽与齿高之比bhtz241th52动载系数K=0.98v直齿轮K=K=1HaFaH2查得使用系数K=1A用插值的法查得级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得K=1.422H查图K=1.34FaK=KKKKAvHaH⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径K1.39d=d3=t⑦计算模数﹑按齿根弯曲强度设计⑴确定公式内的各计算数值①由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa=380MPaFEFE2②由图取弯曲疲劳寿命系数：K=0.88K=0.91FNFN2[]=KFN1FE1=0.88500=314.29MPaF2S1.4④计算载荷系数K=KKKKAvFaF⑤查取齿形系数查得Y=2.65Y=2.26K=1.391F2数由表查得YYYSF并加以比较YY2.65根1.58a314.29=0.01332F1YY2.226根1.764SaF2大齿轮的数值大⑵设计计算圆整为标准值m=2.0按接触强度算的分度圆径112.022﹑几何尺寸的计算⑴计算分度圆直径12⑵计算中心距a=12=12⑶计算齿轮宽度b=Cdd11121212121八﹑低速齿轮设计类型，精度等级，材料及齿数①选用直齿圆柱齿轮传动②运输机为一般工作机器，速度不高，故选用级质，硬度为。大齿轮为钢(调质)，硬度为，二者材料硬度差为。④选小齿轮齿数z24，大齿轮齿数为12由设计计算公式()进行试算，即d12.323Z2⑴确定公式内的各计算数值①试选载荷系数K1.3t②计算小齿轮的转矩T1T1③查表④查表选取齿宽系数1d得材料的弹性影响系数1E⑤按齿⑤强度极限550MPa。大齿轮的接触疲劳Hlim1强度极限510MPaHlim2⑥由式()计算应力循环次数N60njLNN11.8410823.21z7721550MPaHlim1510MPaHlim212取接触疲劳寿命系数HNHN2⑧计算接触疲劳应力取失效概率为，安全系数。由式()H1S1H2S1算1tH213.2(502.35)②计算圆周速度vv=1t1==1.05ms③计算齿宽bb1t④计算齿宽与齿高之比bhtz241t数K=0.75v直齿轮K=K=1HaFaH2查得使用系数K=1A用插值的法查得级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得K=1.428H查图K=1.38FaK=KKKKAvHaH⑥按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径K1.071d=d3=t⑦计算模数﹑按齿根弯曲强度设计⑴确定公式内的各计算数值①由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=420MPa大齿轮的弯曲=260MPaFEFE2②由图取弯曲疲劳寿命系数：K=0.90K=0.93FNFN2[]=KFN1FE1=0.90420=270MPaFS4④计算载荷系数K=KKKKAvFaF⑤查取齿形系数查得Y=2.65Y=2.261F2数由表查得YYYSF并加以比较YY2.65根1.58a270=0.0155074F1YY2.226根1.764F2大齿轮的数值大⑵设计计算圆整为标准值m=3按接触强度算的分度圆径d=97.96mm算得z=~3311322﹑几何尺寸的计算⑴计算分度圆直径12⑵计算中心距a=12=12⑶计算齿轮宽度b=Cdd11121212121九﹑Ⅰ轴(齿轮轴)的结构设计﹑求Ⅰ轴上的功率P,转速n和转矩T111111﹑求作用在齿轮上的力因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为1t1F=2T1=21.00105=3030.30N而t1d661r1tNp3﹑初步确定轴的最小直径选取轴的材料为号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取A=1200P6.86d=A31=1203=26.26min0n654.561尺寸⑵根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度①根据带轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径111r1pm端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短些，现取l=58mm12②初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故dDT故d=d=45mm，而l=l=19mm。左右端轴承3478的轮毂宽度B=104mm取齿轮距离箱体内壁的距铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱③取齿轮处的轴段的直径d=55mmⅠ轴上小齿轮轮毂宽度B=71mm，所以l=71。取齿轮距离6-767④取轴承端盖的总宽度为30mm。根据润滑要求和传动空间的要求，取轴承端盖外端面与带轮的距离为l=58mml=l=19mml=71mm带轮与轴的周向定位采用平键连接。按d=30mm查(F+F=F〈NH1NH2t1NH1BDt1CDF.LNH1BDt1CD(F+F=3030.30F=798.06NF=2241.24N得到弯矩方程如下：键槽长为50mmF798.06NM=0BCNH11CDNH2由三个方程得M=0N.mmBC1CD2弯矩图如下：2112水平面弯矩图②再计算垂直面上的力F和F。〈NV1NV2r1p〈NV1NV2r1p(F+F+1102.94=1443.92NVNV2得到弯矩方程如下：M=F.xABM=F.xABp1M=F.x+FMBC=Fp.x1NV11(0x169)CDNV2由三个方程得xBC111CD22垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于两点。 (=轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6，轴的计算应力caW=ca1十﹑Ⅱ轴中间轴的结构设计222222﹑求作用在齿轮上的力齿轮)因为已知Ⅱ轴大齿轮的分度圆直径为：2大t2大F=2而t21d2F=F②求作用在Ⅱ轴上小齿轮的力(与Ⅲ轴大齿轮啮合的齿轮)。因为已知Ⅱ轴小齿轮的分度圆直径为2t2 222而t23d992F=Ftan20=6242.24tan20=2272.06N选取轴的材料为号钢调质处理，按扭转强度法计算的直径，取A=1200P6.621尺寸⑵根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度m②初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故min③取齿轮处的轴段的直径d=50mm齿轮的左端用套筒定位。已知Ⅱ轴上小齿轮轮毂334-5还因为齿轮轮毂的宽度要大于轴上安装的长度一点，我们取该长度为4mm。考虑齿轮间的正确配合，还应⑤确定两齿轮之间的距离取为：至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。⑶轴上零件的周向定位参考表，取轴端倒角为245。，各轴肩l=62mml=47mm大齿轮与轴配合的①先计算作用在轴承水平面上的力F和F，简图如下：NHNHAD(F+F〈NH1NH2lF.L=F.L+F.LNNHNH2得到弯矩方程如下：CDNH222由三个方程得BC11CD2112②再计算垂直面上的力F和F(F+F+F=F〈NV1NV2r23r21NV1ADr23BDr21CD(F(F+F+2272.06=1061〈NV1NV2NVNN2M=F.xrM=F.xCDNV222由三个方程得BC1112垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于点。点的合成弯矩为M=425191.52+106977.62B合M2+(aT)2 (=caW=ca1十一﹑Ⅲ轴输出轴的结构设计33333﹑求作用在齿轮上的力因为已知齿轮的分度圆直径为3t3F=1==6006.29N而t3d3181力F=8165Np3﹑初步确定轴的最小直径选取轴的材料为号刚调质处理，按扭转强度法计算0P6.39d=A33=120人3=55.69min0n63.923构与尺寸 333p各段直径和长度①根据链轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径dd=zdh=9.5+k+0.01d=26.866为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短些，现取l=93mm78dDT故取轴间定位，由手册上查得型轴承的定位轴肩高③取齿轮处的轴段的直径d=80mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。Ⅲ轴上齿轮轮毂宽度B=99mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应略Ⅲ短于轮毂宽度，故取l=95mm。齿轮的右端采用轴34造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁⑥考虑Ⅲ轴能和Ⅱ轴正确配合，所以l=105.5至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。⑶轴上零件的周向定位l=95mml=12mml=105.5平键截面①先计算作用在轴承水平面上的力F和F，简图如(F+F=F〈NH1NH2t3NHACt3BClFNHACt3BC(F+F=6006.29〈NH1NH2tlF人268=tNHNH2得到弯矩方程如下：BCNHt1M=02由三个方程得BC111CD2水平面弯矩图②再计算垂直上的力F和FNVNV2得到弯矩方程如下：M=F.xM=F.xM=F.xF(x88.5)BCNV11r31M=F.xCDp22AB1M=8165.xCD2x12垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于两点。MB扭矩图⑸按弯扭合成应力校核轴的强度强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转M2+(aT)2=caW=[]=60MPa，因此<[]，故安全。1ca10rr(1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。由于是直齿appra验算轴承的寿命，根据h60n(P)60根654.56(3160.24)0rr0rrp0rrar1FFrppra验算轴承的寿命，根据h60n(P)60根204.55(6153.59)低于预期计算寿命，重新选择号轴承，由于轴承宽度远小于轴的总长度，故求的的力相差不0rh60n(P)60根204.55(6153.59)满足要求，此时轴的结构尺寸如下：r1p0r1-25-60rr(1)求相对轴向载荷对应的e值与Y值。由于是直齿a于0.22。在校核轴的强度时，已求得轴承2承受FFrppra轴承h60n(P)60根63.92(13457.9)高于预期计算寿命，所以满足要求，选用r0rppp(1)对带轮轴向定位的键的截面尺寸：××轴径d=30mm根据轮毂长度，取键长=2T103=2100103=45.35MPa<]pkldp所以，此键满足要求。pp(1)轴径d=50mm对高速级大齿轮轴向定位的键的取=2T103=2309103=76.2MPa<]pkld