機械設計課程設計蘇曉華.doc

一、 機械設計課程設計的目的課程設計是機械設計（或機械設計基礎）課程中的最后一個教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行教全面的機械設計訓練。其目的是：1、 通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他相關理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規(guī)律，培訓分析和解決實際問題的能力。2、 培養(yǎng)機械設計的能力；通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規(guī)范以及編寫設計計算說明書等各個環(huán)節(jié)，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思和設計技能等方面得到相應的鍛煉。二、機械設計課程設計的設計題目和任務機械設計課程設計是對學生首次進行教全面的機械設計訓練，其性質、內容和培養(yǎng)學生設計能力的過程與專業(yè)課的課程設計應有所不同。機械設計課程設計的題目，一般是選擇內容和分量都比較適當?shù)臋C械傳動裝置或簡單機械，本次設計題目是設計運送原料的帶式運輸機用的圓柱齒輪減速器。設計內容：根據(jù)給定的工況參數(shù)，選擇適當?shù)碾妱訖C、選取聯(lián)軸器、設計V帶傳動、設計兩級齒輪減速器（所有的軸、齒輪、軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯(lián)軸器。其傳動簡圖如下： 動力及傳動裝置原始數(shù)據(jù)F(N)=5710，v(m/s)=1.12，D(mm)=610已知條件：（1） 運輸戴的工作拉力F=5710N；（2） 運輸帶工作速度v=1.12m/s；（3） 滾筒直徑D=610mm；（4） 滾筒及運輸帶效率h=0.94，允許總速比誤差Pd，符合要求，可避免發(fā)動機過熱。電動機型號額定功率(kW)同步轉速(r/min)滿載轉速nm(r/min)堵載轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y160M-411 150014602.2 2.23、 確定傳動裝置的總傳動比及其分配根據(jù)電動機的滿載轉速和工作機主軸的轉速，傳動裝置的總傳動比： 總傳動比： 按照傳動比的一般分配原則（機械設計課程設計第7頁），并根據(jù)機械設計課程設計“圖22兩級圓柱齒輪減速器傳動比分配”和“表24雙級減速器的傳動比搭配”得一下各級傳動比：V帶的傳動比： 高速級的傳動比： 低速級的傳動比： 4、 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算各軸的轉速：輸入軸（電機芯軸）轉速： r/min軸I的轉速： r/min軸的轉速： r/min軸的轉速： r/min計算各軸的輸入功率：軸I的功率： （KW）軸的功率： (KW)軸的功率： (KW)計算各軸的輸入轉矩：電機的芯軸轉矩： Nm軸I的轉矩： Nm軸的轉矩： Nm軸的轉矩： Nm四、V帶的設計與校核 確定計算功率則： ，式中，工作情況系數(shù)取1.2 根據(jù)計算功率與小帶輪的轉速，查機械設計基礎圖10-10，選擇B型V帶。 確定帶輪的基準直徑取小帶輪直徑 ，大帶輪的直徑 根據(jù)國標：GB/T 13575.1-1992 取大帶輪的直徑 驗證帶速 在之間。故帶的速度合適。確定V帶的基準直徑和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：，取 V帶的基準長度： 查機械設計基礎表10-2，選取帶的基準直徑長度 實際中心距： 驗算主動輪的最小包角 故主動輪上的包角合適。 計算V帶的根數(shù)z 由，查機械設計基礎表10-5，得，由，查表10-6，得，查表10-7，得，查表10-2，得， 取根。 計算V帶的合適初拉力 查機械設計基礎表10-1，取得 計算作用在軸上的載荷 帶輪的結構設計 （單位）mm 帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型BB基準寬度1414基準線上槽深3.53.5基準線下槽深10.810.8槽間距190.4190.4槽邊距11.511.5輪緣厚7.57.5外徑內徑 30 30帶輪寬度帶輪結構 實心式 輪輻式 V帶輪采用鑄鐵HT150或HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.五、設計計算傳動零件（一）設計計算齒輪傳動1、高速級齒輪校核：（1）選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 考慮傳遞的功率比較大，故大、小齒輪都選用硬齒面。查表選大、小齒輪的材料為45鋼，并經(jīng)調質后表面淬火，齒面硬度為HRC1=HRC2=45 選取精度等級。初選8級精度（GB/T 10095-1988）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 取Z2117 初選螺旋角15考慮閉式硬齒面齒輪傳動的傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸疲勞強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。（2）按齒面接觸疲勞強度設計 1） 載荷系數(shù)K：試選K=1.5 小齒輪傳遞的轉矩： Nm 齒寬系數(shù)：查機械設計附表6.5選取 彈性影響系數(shù)：查機械設計表6.4得 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： 由,得 端面重合度： 代入上式得 =1.659 接觸疲勞強度極限：按齒面硬度查表得 ， 應力循環(huán)次數(shù)： 接觸疲勞壽命系數(shù)：查機械設計附圖6.4得 ，接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)，得 因，故取。 2）計算 小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度： m/s小齒輪齒寬 mm齒寬與齒高比：計算載荷系數(shù): 由v1.19m/s，8級精度，由機械設計附圖6.1查得由附表6.2查得，由附表6.1查得，參考附表6.3中8級精度公式估計 由 機械設計附圖6.2查得載荷系數(shù) 修正分度圓直徑： mm計算模數(shù)：（3）按齒根彎曲疲勞強度計算：計算載荷系數(shù)： 確定齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)： 當量齒數(shù) 查表得 計算螺旋角影響系數(shù)： 軸面重合度 取 計算許用彎曲應力 ： 查機械設計附圖6.3查得 查圖可得 ，,取安全系數(shù) = = 確定 ： 計算齒輪模數(shù)： = =1.91 比較兩種強度計算結果，確定模數(shù)為 （4）幾何尺寸的計算： 中心距 取 修正螺旋角： 計算齒輪分度圓直徑： 計算齒輪齒寬： 取 則 2、低速級齒輪校核：（1）選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)。 考慮傳遞的功率比較大，故大、小齒輪都選用軟齒面。查表選大、小齒輪的材料為45鋼，大、小齒輪調質。硬度為250HBS 選取精度等級。初選8級精度（GB/T 10095-1988）。 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角15考慮閉式硬齒面齒輪傳動的傳動失效可能為點蝕，也可能為疲勞折斷，故分別按接觸疲勞強度和彎曲強度設計，分析對比再確定方案。（2）按齒面接觸疲勞強度設計 1） 載荷系數(shù)K：試選K=1.5 小齒輪傳遞的轉矩： Nm 齒寬系數(shù)：查機械設計附表6.5選取 彈性影響系數(shù)：查機械設計表6.4得 節(jié)點區(qū)域系數(shù)： 由,得 端面重合度： 代入上式得 =1.641 接觸疲勞強度極限：按齒面硬度查表得 ， 應力循環(huán)次數(shù)： 接觸疲勞壽命系數(shù)：查機械設計附圖6.4得 ，接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)，得 因，故取。 2）計算 小齒輪分度圓直徑 計算圓周速度： m/s小齒輪齒寬 mm齒寬與齒高比：計算載荷系數(shù): 由v0.59m/s，8級精度，由機械設計附圖6.1查得由附表6.2查得，由附表6.1查得，參考附表6.3中8級精度公式: 取由 機械設計附圖6.2查得載荷系數(shù) 修正分度圓直徑： mm計算模數(shù)：（3）按齒根彎曲疲勞強度計算：計算載荷系數(shù)： 確定齒型系數(shù)和應力校正系數(shù)： 當量齒數(shù) 查表得 計算螺旋角影響系數(shù)： 軸面重合度 取 計算許用彎曲應力 ： 查機械設計附圖6.3查得 查圖可得 ，,取安全系數(shù) = = 確定 ： 計算齒輪模數(shù)： = 比較兩種強度計算結果，確定模數(shù)為 （4）幾何尺寸的計算： 中心距 取 修正螺旋角： 計算齒輪分度圓直徑： 計算齒輪齒寬： 取 則 3、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計。 查設計基礎表3-1經(jīng)驗公式，及結果列于下表。名稱結果（mm）名稱結果(mm)底座壁厚8.6地腳螺栓直徑20箱蓋壁厚8地腳螺栓數(shù)目6底座上部凸圓厚度14螺栓孔凸緣的配置尺寸22，18，30箱蓋凸圓厚度12地腳螺栓孔凸緣尺寸30，25，48底座下部凸圓厚度20箱體內壁與齒輪距離20底座加強筋厚度8底座深度200箱底加強筋厚度7底座高度 244軸承座聯(lián)接螺栓直徑12視孔蓋固定螺釘直徑7底座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑10箱蓋高度215.5六、設計計算軸（一）軸的設計（1）選擇軸的材料選取45號鋼 ，調質，HBS230（2） 初步估算軸的最小直徑根據(jù)教材公式，取A0 =104，得 d A0 26.83（mm）( 3 )軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸考慮電機軸的結構及軸的剛度，取裝帶輪處軸徑為30mm，按照軸的結構要求，取軸承處軸徑為40mm，初選軸的軸承為圓錐滾子軸承30308 GB/T 297-1994。 兩軸承支點間的距離：，式中： 小齒輪齒寬， 箱體內壁與小齒輪端面的間隙， 箱體內壁與軸承端面的距離， 軸承寬度，選取30308型圓錐滾子軸承，查表13-1，得到 階梯軸中間部分的長度，131.5 得到：帶輪對稱線到軸承支點的距離 式中：軸承蓋的凸緣厚度， 軸承蓋端面至帶輪端面的距離，帶輪寬度，得到： （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 繪出軸的計算簡圖 ，如圖 高速軸的彎矩和轉矩（a）受力簡圖；（b）水平面的受力和彎矩圖；（c）垂直面的受力和彎矩圖；（d）合成彎矩圖；（e）轉矩圖；（f）計算彎矩圖 計算作用在軸上的作用力. 小齒輪的受力分析：圓周力 6075.56 （N）徑向力2296.37（N）軸向力=1701.18（N） 帶傳動作用在軸上的壓力Q2019.88(N) 計算支反力水平面內 183 = 244.5得 = 4547.35(N) = -=1528.21 (N)垂直面內 得3751.92 N 得-564.33 N 作彎矩圖水平面內 = -183 = -279662.43 N.mm垂直面內 N.mm N.mm N.mm合成彎矩 N.mm N.mm N.mm 作扭矩圖 =164040N.mm 作計算彎矩圖當扭轉剪應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù) = 0.6 N.mm N.mm N.mm N.mm 按彎扭合成力校核周軸的強度軸的材料為45號鋼，調制，查表得拉伸強度極限= 650MPa，對稱循環(huán)變應力時得許用應力b60MPa由計算彎矩圖可見，A剖面得計算彎矩最大，該處得計算彎矩為bD剖面軸徑最小，該處得計算應力為b(5) 軸的結構簡圖（二）軸的設計（1）選擇軸的材料選取45號剛 ，調質，HBS230（2） 初步估算軸的最小直徑根據(jù)教材公式，取A0 =104，得 d A0 *43.56（mm）( 3 )軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸按照軸的結構要求，取軸承處軸徑為50mm，軸承處軸徑也為最小直徑處初選軸的軸承為圓錐滾子軸承30210 GB/T 297-1994。兩軸承支點間的距離：，式中： 小齒輪齒寬， 大齒輪齒寬， 箱體內壁與小齒輪端面的間隙， 箱體內壁與左軸承端面的距離， 箱體內壁與右軸承端面的距離， 軸承寬度，選取30210型圓錐滾子軸承，查表13-1，得到 得到： （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 繪出軸的計算簡圖 ，如圖中間軸的彎矩和轉矩（a）受力簡圖；（b）水平面的受力和彎矩圖；（c）垂直面的受力和彎矩圖；（d）合成彎矩圖；（e）轉矩圖；（f）計算彎矩圖 計算作用在軸上的作用力. 齒輪的受力分析：圓周力 （N） （N）徑向力（N）（N）軸向力(N) （N） 計算支反力水平面內得 =9778.45(N) =9012.05 (N)垂直面內 得1423.94 N 得4153.02N 作彎矩圖水平面內 = 89.5 = 875171.275 N.mm = 63 = 567759.15 N.mm垂直面內 N.mm N.mm N.mm N.mm合成彎矩 N.mm N.mm N.mm N.mm 作扭矩圖 =701800 N.mm 作計算彎矩圖當扭轉剪應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù) = 0.6 N.mm N.mm N.mm N.mm N.mm 按彎扭合成力校核周軸的強度軸的材料為45號鋼，調制，查表得拉伸強度極限= 650MPa，對稱循環(huán)變應力時得許用應力b60MPa由計算彎矩圖可見，C剖面得計算彎矩最大，該處得計算彎矩為bA,B剖面軸徑最小，該處得計算應力為b(5) 軸的結構簡圖（三）軸的設計（1）選擇軸的材料選取45號鋼 ，調質，HBS230（2） 初步估算軸的最小直徑根據(jù)教材公式，取A0 =104，得 d A0 *62.79（mm）( 3 )軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸考慮輸出端的結構要求及軸的剛度，取裝聯(lián)軸器處軸徑為65mm，按照軸的結構要求，取軸承處軸徑為70mm， 初選軸的軸承為圓錐滾子軸承30214 GB/T 297-1994。兩軸承支點間的距離：，式中： 大齒輪齒寬， 箱體內壁與大齒輪端面的間隙， 箱體內壁與左軸承端面的距離， 箱體內壁與右軸承端面的距離， 階梯軸中間部分的長度， 軸承寬度，選取30214型圓錐滾子軸承，查表131，得到 得到：安裝聯(lián)軸器的軸上的鍵的徑向對稱中心到軸承支點的距離式中：軸承蓋的凸緣厚度， 軸承蓋端面至聯(lián)軸器端面的距離，聯(lián)軸器寬度，得到：（其中根據(jù)軸的轉矩N.M和前面選擇的軸孔直徑為65mm，查表選擇彈性柱銷齒式聯(lián)軸器，其型號為：ZL-5,工稱轉矩為4000N.m,軸孔直徑為65mm.） （4）按彎扭合成應力校核軸的強度 繪出軸的計算簡圖 ，如圖低速軸的彎矩和轉矩（a）受力簡圖；（b）水平面的受力和彎矩圖；（c）垂直面的受力和彎矩圖；（d）合成彎矩圖；（e）轉矩圖；（f）計算彎矩圖 計算作用在軸上的作用力. 齒輪的受力分析：圓周力 （N） 徑向力（N）軸向力 （N） 計算支反力水平面內 156 = 243.5得 = 7917.78(N) = 4441.06 (N)垂直面內 得575.63 N 得4096.63 N 作彎矩圖水平面內 = 156= -692805.36 N.mm 垂直面內 N.mm N.mm合成彎矩 N.mm N.mm 作扭矩圖 = 2101930 N.mm 作計算彎矩圖當扭轉剪應力為脈動循環(huán)變應力時，取系數(shù) = 0.6 N.mm N.mm N.mm 按彎扭合成力校核周軸的強度軸的材料為45號鋼，調制，查表得拉伸強度極限= 650MPa，對稱循環(huán)變應力時得許用應力b60MPa由計算彎矩圖可見，C剖面得計算彎矩最大，該處得計算彎矩為bD剖面軸徑最小，該處得計算應力為b(5) 軸的結構簡圖 七、選擇滾動軸承及壽命計算1、校核軸的兩圓錐滾子軸承30308 GB/T 297-1994（其中C86.2kN，） 1）計算軸的受力SA Fa SBA B Fa1701.18 N 查機械設計課程設計表13-1得： 所以軸承A被“壓緊”，軸承B被“放松” 2）計算軸受到的當量動載荷和： 查表對于軸承A取 對于軸承B取 取 則 N因為，所以按軸承A驗算軸承壽命2、校核軸的兩圓錐滾子軸承30210 GB/T 297-1994（其中C72200N，） 1）計算軸的受力SA Fa SBA B Fa1957.36N 查機械設計課程設計表13-1得： 所以軸承A被“壓緊”，軸承B被“放松” 2）計算軸受到的當量動載荷和： 查表對于軸承A取 對于軸承B取 取 則 N因為，所以按軸承A驗算軸承壽命3、校核軸的兩圓錐滾子軸承30214 GB/T 297-1994（其中C125000N，） 1）計算軸的受力SA Fa SBA B Fa3460.53N 查機械設計課程設計表13-1得： 所以軸承B被“壓緊”，軸承A被“放松” 2）計算軸受到的當量動載荷和： 查表對于軸承A取 對于軸承B取 取 則 因為，所以按軸承B驗算軸承壽命八、鍵連接的選擇和強度校核：1、 高速軸與V帶輪用鍵連接：（1） 選用圓頭普通平鍵（A型）按軸徑30mm及輪轂長度120mm，查機械設計課程設計附表10-1選鍵.（2） 強度校核： 鍵材料選用45號鋼，V帶輪材料為鑄鐵，查表得鍵聯(lián)接得許用應力 鍵的工作長度： 鍵與輪轂的槽的接觸高度： 則鍵的工作擠壓應力： 可見鍵達到擠壓強度要求。2、 中間軸與齒輪的鍵連接：（3） 由于齒輪的精度為8級，且齒輪不在軸端，因此選用圓頭普通平鍵（A型），后來因為用單鍵校核發(fā)現(xiàn)強度達不到要求，因此選用雙鍵。根據(jù)，輪轂長為55mm，查附表10-1選鍵（4） 強度校核： 鍵材料選用45號鋼，查表得鍵的許用擠壓應力 鍵的工作長度： 鍵與輪轂的槽的接觸高度： 則鍵的工作擠壓應力： 可見鍵達到擠壓強度要求。3、 低速軸與齒輪的鍵連接：（5） 由于齒輪的精度為8級，且齒輪不在軸端，因此選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)，輪轂長為110mm，查附表10-1選鍵（6） 強度校核： 鍵材料選用45號鋼，查表得鍵的許用擠壓應力 鍵的工作長度： 鍵與輪轂的槽的接觸高度： 則鍵的工作擠壓應力： 可見鍵達到擠壓強度要求。4、 低速軸與聯(lián)軸器用鍵連接：（7） 選用圓頭普通平鍵A型按軸徑60mm及輪轂長度142mm，查附表10-1選鍵.（8） 強度校核： 鍵材料選用45號鋼，查表得鍵的許用擠壓應力 鍵的工作長度： 鍵與輪轂的槽的接觸高度： 則鍵的工作擠壓應力： 可見鍵達到擠壓強度要求。九、選擇聯(lián)軸器輸出端聯(lián)軸器連接減速器低速軸與工作機之間,由于軸的轉速較低,傳遞轉矩比較大,且減速器工作機常不在同一機座上,要求有較大的軸線偏移補償,且為了緩和沖擊,避免振動影響減速器內傳動件的正常工作,可選用有彈性元件的撓性聯(lián)軸器,據(jù)此選用彈性柱銷聯(lián)軸器,材料為45鋼.聯(lián)軸器的計算轉矩,查表取工作情況系數(shù)KA1.5，故計算轉矩為由軸的直徑