嚴岑琪機械設計課程設計計算說明書

1、嚴岑琪機械設計課程設計計算說明書- 作者： _ - 日期： _ 材料學院 2009 級基地班第一組3 2011 年 12 月第一章設計任務書1.1 設計題目原料車間一運輸冷料的帶式運輸機，由電動機經(jīng)一級減速傳動裝置，該減速傳動裝置系由單級齒輪減速器配合其他傳動件組成。該帶式運輸機折合每日兩班工作制，工作期限 5 年。設計此傳動裝置。技術參數(shù)：運輸機主動鼓輪軸輸入端轉矩tw/ n ?m 主動輪直徑d /mm 運輸帶速度vw / m ?s 1500 350 1.5 工作條件 : 工作年限工作班制5 2 1.2 傳動方案的分析和擬定第二章傳動裝置運動與運動參數(shù)的選擇和計算材料學院 2009 級基地班

2、第一組4 2011 年 12 月材料學院 2009 級基地班第一組5 2011 年 12 月2.1 減速器結構本減速器箱體設計為剖分式、鑄造箱體2.2 電動機的選擇(1)工作機的輸入功率pw nw=60x1000 xvw/(冗 dw)=60x1000x1.8/350n=81.893r/min pw=tv xnw/9550= (500x31.893/9550)kw=4.288kw (2)總效率總齒輪為 7 級精度，滾動軸承為角接觸軸承，聯(lián)軸器為彈性聯(lián)軸器，鏈傳動為開式鏈傳動?？値X輪軸承鏈聯(lián)軸器0.95 0.98 0.99 0.92 0.993 0.81 (3)所需電動機輸出功率p pw 4.2

3、88, , f0 wkw 5.287kw 總0.811 查機械零件設計手冊得p額=5.5 kw 電動機選用丫132s-4 n滿=1440 r/min 2.3 傳動比分配減速器的總傳動比i總n m/nw 1440/81.893 17.584 i 當17 584 取i齒4.100 i 鏈2.144 貝 u iv - : - 2.000 i齒i鏈4.100 2.144 2.4 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算p、n、t功率p的計算： pr 帶5.287 0.95kw 5.023kw p p 軸承齒5.023 0.99 0.98kw 4.873kw piip 軸承聯(lián)軸器4.873 0.993 0.99kw 4.

4、791kw 轉速門的計算：n nm/iv 1440/2.000r/min 720r/min n ni /i齒720/4.1 r/min 175.61r/min nin n 175.61r / min 轉矩 t 的計算：ti 9550 re 9550 5.023/720n m 66.625n m t 9550 p /n 9550 4.873/175.61n m 265.003n m tiii9550 pm / niii 9550 4.791/175.61n m 260.516n m 將上述數(shù)據(jù)列表如下：材料學院 2009 級基地班第一組6 2011 年 12 月, 1440 dd2 1 dd1

5、1 - 112 1 0.02 mm 219.52mm n2 720 取dd2 224mm dd1 nj 3.14 112 1440 (4) 驗算帶速v v - m/s 8.44m/s 60 1000 60 1000 在 5? 25m/s范圍內，帶速合適。(5) 確定帶長 ld和中心距按公式0.7 dd1 dd2 a。2 dd1 dd2軸號功率/ kw 轉速/ r min 1轉矩/ n m i 5.023 720 66.625 ii 4.873 175.61 265.003 iii 4.791 175.61 260.516 第三章 v 帶傳動的設計計算3.1 設計分析v 帶傳動的設計計算設計條件

6、：水平對稱布置，p po 5.287kw，電機轉速ni 1440r/min ,從動輪轉速n2 ni 720r / min，每天工作 16 個小時。3.2 計算過程設計過程所用圖、表由機械設計基礎查得。(1)計算功率 pc由表 13-6 查得ka 1.2，故fc kap 1.2 5.287kw 6.344kw (2) 選普通 v 帶型號 根據(jù)n1查圖 13-12 選用 a 型 v(3) 選擇小帶輪基準直徑帶輪基準直徑為 dd1參考表 13-7 和圖 13-12 得小112mm，故材料學院 2009 級基地班第一組7 2011 年 12 月材料學院 2009 級基地班第一組8 2011 年 12

7、月選a0500mm 則2 1 _| _| dd2 dd1 l0 2a0 dd1 dd2 2 4a。3 14 224 112 22 500 ?112 224 mm 1533.79mm 2 4 500 查表 13-2，取ld 1600mm，同時查得kl 0.99 缶、口匚斗ld l01600 1533.79 實際中心距為a a0- 500 - mm 533mm 2 2 (6)驗算小帶輪包角1 1 180 dd257.3 a 224 112 180 57.3 167.96 120 533 包角合適。(7)確定 v 帶的根數(shù)由表 13-5 查得dd1 112mm、n1 1440r/mi na 型 v

8、帶f0 1.62kw p kbn1 1 ，其中傳動比i - 224 - 2.041，ki dd1 1 112 1 0.02 由表 13-9 得ki 1.12，由表 13-8 得 kb1.03 10 3，貝u 1 31 p kbq 1 丄 1.03 10 31440 1 kw 0.159kw ki 1.12 由表 13-10 得k 0.96，由表 13-2 得kl 0.99，則 v 帶根數(shù)為z - pc - - - 3.77，取 z 4 根。p0p k kl1.62 0.159 0.96 0.99 (8)計算張緊力 f 由表 13-1 查得q 0.1kg/m l 500巳2.5 500 6.34

9、4 2.5 , m卄“f0一1 - - 1 n 157.85n zv k 4 8.44 0.96 (9)計算壓軸力fq fq2zf0sin2 4 157.85 sin 167.961254.88n 2 2 材料學院 2009 級基地班第一組9 2011 年 12 月3.3 帶輪的結構設計材料學院 2009 級基地班第一組10 2011 年 12 月第四章齒輪傳動的設計計算4.1 設計分析齒輪傳動的設計計算設計條件： 7 級精度、對稱布置、單向轉動、載荷平穩(wěn)、nj 720r/min p 5.023kw 4.2 選材小齒輪 45 鋼 調質處理 230hbs 大齒輪 45 鋼 正火處理 200hbs

10、4.3 確定基本參數(shù)zi 28 4.1 z2 zi 28 4.1 115 12 4.4 接觸疲勞強度計算設計過程中所用圖、表由機械設計基礎查得（1）計算小齒輪轉矩t1 t19550 9550 n m 6.62 104n m n1720 （得數(shù)錯誤）（2）確定載荷系數(shù) k 由于載荷平穩(wěn)，由表11-4 取ka 1 已知齒輪為 7 級精度，調質處理，并初設v 3m/s ，由表 11-5 取kv 1 對于 7 級精度軟齒面齒輪，由表11-9 取k 1.23齒輪在軸上對稱布置，軸剛性大，軟齒面，由表11-8 取d 1，由圖 11-7 取 k 1.05 因此，該斜齒輪圓柱齒輪傳動的載荷系數(shù)k 為k k k

11、 kakv 1.23 1.05 1 1 1.29 （3）確定彈性系數(shù)ze、節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh、重合度系數(shù) z 和螺旋角系數(shù) z鋼對鋼的彈性系數(shù)查表11-6 得 ze 189.8 mpa ，初設12，則由圖 11-9 可查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)zh 2.46，重合度系數(shù)z 對斜齒輪可取 x 0.9，由此可得z及汕 .8。8螺旋角系數(shù)z 、cos cos12 0.989 （4）計算許用接觸應力h因為大齒輪的硬度比較低，其強度較差，故接疲勞強度按大齒輪計算即可。大齒輪 45 鋼，正火處理， 200hbs 由圖 11-10 取him 500mpa， 按表 11-7 查得其失效概率為 1% sh 1。大齒輪許用接

12、觸應力為h2 hlim2 500 mpa 500mpa t 1.88 3.2 1 1 cos 1.88 3.2 z1 z2 1 1 28 115 cos12 1.7 材料學院 2009 級基地班第一組11 2011 年 12 月sh1 （5）計算小齒輪分度圓直徑d1材料學院 2009 級基地班第一組12 2011 年 12 月zezhz z 2 2kt1 1 h 2 d 189.8 2.46 0.989 0.808 2 2 1.29 66620 3 500 d1 34.1 1 - mm 4.1 49.194mm (6) 驗算速度 v3.14 49.194 720 m/s 60 1000 60

13、1000 1.85m/s ,與初設相符。4.5 確定傳動尺寸(1)確定模數(shù) mnd1cos 49194 cos12 mm 28 1.72mm ，取mn 2 (2) 確定中心距 a a中心距應圓整為整數(shù), mn z1 z2 2 cos 146mm (3)確定螺旋角arccosmn z|2a z2 2 28 115 - mm 2 cos12 146.2mm ,arccos2 28 11511.635 11386 2 146 (4) 確定齒輪分度圓直徑d1 2 28 ” mm cos11 386 d2 d1 mnn 57.175mm d2 cos mnz2 cos (5) 確定齒寬 5 2 115,

14、mm cos11 38 6 234.825mm b2 b2 dd1 g b2 5 4.6 彎曲疲勞強度驗算(1) 確定齒形系數(shù) yfa、應力修正系數(shù)1 57.175mm 57.175mm，取b2 60mm 60 5 65mm ysa、重合度系數(shù)丫及螺旋角系數(shù)丫小齒輪的當量齒數(shù)為z1 3 cos 28 3 cos11.635 29.80，大齒輪的當齒數(shù)為zv2z2 3 cos 115 3 cos11.635 122.39。查圖11-12 和圖 11-13 得yfa1 2.53、ysa1 1.63、yfa2 2.14、ysa2 1.82重合度系數(shù)因已知x 0.9 、t 1.7故丫xt0.9 1.7

15、 0.84螺旋角系數(shù)y 1 1 140 11.6350.917 140 材料學院 2009 級基地班第一組13 2011 年 12 月(2) 計算許用彎曲應力f 小齒輪 45 鋼，調質處理，硬度為230hbs 查圖 11-14 得flim1 430mpa、flim2 400mpa 因為mn 2，查圖 11-15，可取尺寸系數(shù)y 1.0 失效概率為 1%查圖 11-7 得安全系數(shù)sf1 1mpa 430mpa f lim 1 yf1 yx 430 計算許用彎曲應力sf1 f lim 2 “400 f2 -yx 1mpa 400mpa sf1 (3) 驗算彎曲疲勞強度2kt1f1 1yfaysa1

16、yy bd1mn2 1.29 66620 2.53 1.63 0.84 0.917mpa 79.08mpa 60 57.175 2 丫fa2丫sa279 08 2.14 1.82 mpa 74 69mpa yfa1ysa1 2.53 1.63 4.7 齒輪相關參數(shù)的計算(1)小齒輪參數(shù)的計算分度圓直徑d157.175mm ；齒頂圓直徑da1 d1叫57.175 2 mm 59.175mm ；齒根圓直徑d f1 d1 1.25mn57.175 1.25 2 mm 54.675mm ；旋向：右旋。(2) 大齒輪參數(shù)的計算分度圓直徑d2234.825mm ；齒頂圓直徑da2 d2 mn 234.82

17、5 2 mm 236.825mm ；齒根圓直徑df2 d2 1.25mn 234.825 1.25 2 mm 232.325mm ； 旋向：左旋。參數(shù)主動輪從動輪模數(shù)/mm 2 2 齒數(shù)28 115 齒寬/mm 65 60 分度圓直徑 /mm 57.175 234.825 齒頂圓直徑 /mm 59.175 236.825 齒根圓直徑 /mm 54.675 232.325 螺旋角11 386 中心距/mm 146 材料學院 2009 級基地班第一組14 2011 年 12 月旋向右旋左旋精度等級7 級4.8 齒輪的結構設計材料學院 2009 級基地班第一組15 2011 年 12 月材料學院 2

18、009 級基地班第一組16 2011 年 12 月第五章軸的設計和計算5.1 軸 1 的設計和計算設計條件： fq 1254.88n t, 66.625n m 軸上齒輪分度圓直徑d157.175mm 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得(1)選材 選用 45 鋼并經(jīng)過調質處理，由表15-1 和表 15-3 查得硬度為 217? 255hbs b 650mpa 、1b 60mpa 、0b 105mpa (2)軸長的估算參照機械設計課程設計對軸長進行估算軸總長：l mkhgf2abde2 2 63/2 20 6 10 51 2 13 65 13 20/2 232.5mm 帶輪到鄰近的軸承部分長為：

19、l1 m /2 k h g e/2 18 63/2 20 6 10 20/2 18 95.5mm 軸承之間長為：l2 l l1232.5 95.5 137 mm 一個軸承到齒輪中心的距離為：l3 l2/2 137/2 68.5mm (3)畫軸的空間受力簡圖，如圖1 l 2t1 2 66625 mft1- n 2330.56n d1 57.175 fr1 ft1 tanan 2330.56 tan20_n 866.05n cos cos11.635 fa1 ft1 tan 2330.56 tan 11.635 n 480n (4)作水平面內的彎矩mh圖,如圖 2 廠f&r 巴花 fqi

20、卜rha l2 480 57.175/2 866.05 95.5 1254.88 232.5 ，小 - n 1425.77n 137 匚fql1 fr1l3 fa1l3 卜rhb l2 1254.88 95.5 866.05 68.5 480 57.175/2 kl ,小“n 1209.71n 137 截面 c 左側的彎矩為m hc1 frhb13 fa1r3 3 1209.71 68.5 10 480 10 57.175/2n m 96.59n m 截面 c 右側的彎矩為材料學院 2009 級基地班第一組17 2011 年 12 月mhc2frhb i3 1209.71 68.5/1000n

21、 m 82.87n 截面 a 處的彎矩為mhafql1 1254.88 95.5/100n m 119.84n m (5) 作垂直面內的彎矩mv圖，如圖 3f3 2330.56 68.5 frva frvbt1 3n 1165.28n l2137 截面 c 處的彎矩為mvc frv31165.28 68.5/1000n m 79.82n m (6) 作合成彎矩 m 圖，如圖 4截面 c 左側合成彎矩為mc1m2hc1 mvc79.82296.582n m 125.3n m 截面 c 右側合成彎矩為mc2m 2hc2mvc 79.82282.872n m 115.1n m 截面 a 處的合成彎矩

22、為ma mha 119.84n m (7) 作轉矩 t 圖，如圖 5 t ti66.625n m (8) 作當量彎矩 me圖，如圖 6mea ma t 2119.8420.57 66.625 2n m 125.71n m mec vm c1t 2 j125.32_ n m 130.93n m med t 0.57 66.625n m 37.98n m1000 mm 60 mm 27.57 mm 27.94 mm因 c處有鍵槽，故將直徑擴大5%即27.94mm 1.05 29.3mm med. 37.98 1000 1 0.1 1b v 0.1 60 mm(9) 計算危險截面處的直徑d 處：dd

23、 18.50mm a 處：da 處：de .125.71 3,130.93 1000 0.1 60 材料學院 2009 級基地班第一組18 2011 年 12 月因 d 處有鍵槽，故將直徑擴大 5%即 18.50mm 1.05 19.42mm材料學院 2009 級基地班第一組19 2011 年 12 月5.2 軸的設計和計算設計條件：t 265.003n m 軸上齒輪分度圓直徑d2234.825mm 設計中用到的圖、表由機械設計基礎選材選用 45 鋼并經(jīng)過調質處理，由表硬度為 217? 255hbs b 650mpa 、(1)(2)(3)(4) 查得查得15-1 和表 15-3 查得60mpa

24、 、0b 105mpa i 軸承之間的長度相同 , 1b 軸長的估算該軸的軸承之間的長度應與軸即i 137mm畫軸的空間受力簡圖， 如圖 1 在數(shù)值上ft2 ft12330.56n 、作水平面內的彎矩m h圖,如圖fa2d2/2 fr2i/2 480 frha 480n 、fr2 fr1 866.05n fa2 fa1 2 234.825/2 866.05 137/2 n 21.65n l frhbfrhafr2 截面 c 左側彎矩為21.65 137 866.05 n 844.4n 137 10 mhc1frha1/2 21.65 截面 c 右側彎矩為1.48n m mhc2 frhb1 /

25、2 844.4 竺心 n m 57 84n m 2 (5) 作垂直面內的彎矩fi2_ 2 mvcfrv/2 21.65 (6) 作合成彎矩 m 圖，如圖frva frvb mv圖，如圖 32330.56 n1165.28n 2 137/2n m 79.84n m 截面 c 左側合成彎矩為材料學院 2009 級基地班第一組20 2011 年 12 月2 2 mc1. m2hciml . 1.48 79.84 n m 79.85n m 截面 c 右側合成彎矩為mc2. m2hc2 mvc . 57.84279.84 2n m 98.6n m (7) 作轉矩 t 圖，如圖 5 t t 265.003

26、n m (8) 作當量彎矩 me圖，如圖 62 2 2 2 mec2 , mc2 t . 98.6 0.57 265.003 n m 180.38n m med t 0.57 265.003n m 151.05n m 計算危險截面處的直徑1000 mm 60 因 c處有鍵槽，故加大5% 即 31.09mm 1.05 (9) c 31.09mm 32.64mm 處、d處db dd 3151.05 0.1 1000 mm 60 29.31 mm b 處、d 處也加大 5% 即 29.31mm 1.05 30.78mm 處：de 3,180.38 0.1 材料學院 2009 級基地班第一組21 20

27、11 年 12 月第六章軸承的選擇和計算6.1 軸 i 兩端軸承的選擇和計算設計條件：預期使用壽命為29200h 軸承內徑 d 45mm , 轉速 n 720r/min ，選用公稱接觸角為25的 70000ac 型軸承 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得(1) 計算軸承 1、2 的軸向負荷 f f2、ffmfa, f2rhafrva-1425.7121165.282n 1841.34n fr2fb f2rhbfrvb. 1209.7121165.282n 1679.67n f fa 480 n(2)計算軸承 1、 2 的內部軸向力fs10.68fr10.68 1841.34 n fs2 0.

28、68fr20.681679.67因為fs2f 1142.18 480n 故fa2 fs2 1142.18n fa1(3)計算軸承 1、 2 的當量動負何1252.11n 1142.18n 1622.18n fs1f fs2 480 1142.18n1622.18n 由表 17-8 查得 70000ac 型軸承0.68，而fa1/fr11622.18 0.88 0.68 fa2/fr21142.18 0.68 1841.34 1679.67 查表 17-8 得x1 0.41、y1 0.87 , x2 1、丫2 0 pr1 x1fr1 y1 fa10.41 1841.34 0.87 1622.18

29、 n 2166.25n pr2 x2fr2 y2fa2 1 1679.67n 1679.67n (4) 計算所需的徑向基本額定動負荷cr因為pr1 pr2，故以軸承 1 的當量動負荷p1為計算依據(jù)，因為輕微沖擊負荷，查表 17-6 得 fp 1.1，工作溫度正常，查表17-5 得ft 1由 機械設計常用標準查得 7309ac 型軸承的徑向基本額定動負荷cr c；,符合設計要求。所以,cr fppr1 nl|0h ft 16670 1.1 2166.25 1 1 720 292000 3 . n 16670 28.49kn 材料學院 2009 級基地班第一組22 2011 年 12 月6.2 軸

30、兩端軸承的選擇和計算材料學院 2009 級基地班第一組23 2011 年 12 月設計條件：預期使用壽命為29200h 軸承內徑 d 40mm , 轉速 n 175.61r/min , 選用公稱接觸角為25的 70000ac 型軸承 設計中用到的圖、表由機械設計基礎查得(2) 計算軸承 1、2 的內部軸向力fs1 0.68 fr1 0.68 1165.8n 729.7n fs2 0.68 fr2 0.68 1439.3n 978.7n 因為f& f 729.7 480 n 1209.7n fs2，故fa1 fs1 729.7n fa 2 f fs1 480 729.7 n 1209.7

31、n (3)計算軸承 1、 2 的當量動負何由表 17-8 查得 70000ac 型軸承0.68，729 7 1209 7 而fa1 / fr1. 0.62 0.68 fa2/fr2.0.84 0.68 1165.8 1439.3 查表 17-8 得x1 1、y10, x20.41 、y2 0.87 pr1 x1fr1 y1 fa1 1 1165.8n 1165.8n pr2 x2fr2 y2fa2 0.41 1439.4 0.87 1209.7n 1642.6n (4) 計算所需的徑向基本額定動負荷cr因為pr1 pr2， 故以軸承 1 的當量動負荷p2為計算依據(jù)，因為輕微 沖擊負荷，查表 1

32、7-6 得 fp 1.1，工作溫度正常，查表17-5 得ft 1 所以，1 1.1 1642.6 175.61 292000 3 - - n 12.2 kn 1 16670 由機械設計常用標準 查得 7008ac 型軸承的徑向基本額定動負荷cr c；，符合設計要求。(1) 計算軸承1、 2 的軸向負荷fm、fr2、f fr1 fa, frha frva.21.6522 1165.59 n fr2 fbf 2rhbfrvb-844.421165.592n f fa 480 n 1165.8n 1439.3n c fppr1 rft 1 1 nl10h 16670 材料學院 2009 級基地班第一

33、組24 2011 年 12 月材料學院 2009 級基地班第一組25 2011 年 12 月第七章鍵的選擇及計算7.1 軸 1 外伸端鍵的選擇和計算（1） 鍵的選擇該處用鍵聯(lián)接帶輪和軸1，由第三章 v 帶的設計及帶輪的結構設計可知，帶輪與軸接觸部分軸長為l 55mm ，故鍵長為1 l 10 55 10 mm 45mm 由電動機外伸端直徑及第五章軸的設計可知，該處軸的直徑設定為d 36mm ，根據(jù)以上數(shù)據(jù)選擇鍵型。由機械設計課程設計查表5-1，選擇 a 型普通平鍵 10 8 gb1096-90 材料為 45 鋼。（2） 鍵的校核由于輪轂材料為鑄鐵，故其強度最弱，按其擠壓應力進行校核。該處鍵聯(lián)接有

34、輕微沖擊，查機械設計基礎表10-11 得p5060mpa ，t 66.625n m 3 p 4t 4 66.625 10 mpa 20.56mpa p，符合設計要求。dlh 36 45 8 7.2 軸鍵的選擇和計算（1）鍵的選擇該處用鍵聯(lián)接從動軸和從動齒輪，由第四章齒輪的設計和計算可知，該處齒輪和軸接觸部分長度為齒寬，故l 62mm ，材料學院 2009 級基地班第一組26 2011 年 12 月(1) 選擇類型考慮到轉速較低，傳遞功率不太大，安裝時不易保證完全同軸線，故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。(2) 計算名義轉矩由機械設計基礎查表18-1 取ka 1.5，tc kat 1.5 508.67 n m 763n m (3) 選擇型號 參考機械設計課程設計表6-4按 gb50