機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計模板

33/33機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書東北大學(xué)機(jī)械工程及自動化專業(yè)2007級2班設(shè)計者：孫銘康指導(dǎo)教師：張偉華2010年3月24日目錄TOC\o"1-1"\h\z\u一、設(shè)計任務(wù)書 3二、電動機(jī)的選擇計算 3三、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算 4四、傳動零件的設(shè)計計算 8五、軸的設(shè)計計算 17六、軸的強(qiáng)度校核 18七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算 26八、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 30九、聯(lián)軸器的選擇 31十、減速器的潤滑及密封形式選擇 31十一、參考文獻(xiàn) 32一、設(shè)計任務(wù)書1）設(shè)計題目：設(shè)計膠帶輸送機(jī)的傳動裝置2）工作條件：工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量82清潔平穩(wěn)小批3）技術(shù)數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(N)帶速v(m/s)滾筒直徑D(mm)滾筒長度L(mm)ZL-10A160000.24400850二、電動機(jī)的選擇計算1）、選擇電動機(jī)系列根據(jù)工作要求及工作條件，應(yīng)選用Y系列，三相異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏。2）、滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率:傳動滾筒效率η滾=0.96聯(lián)軸器效率η聯(lián)=0.99聯(lián)軸器效率η聯(lián)=0.99滾動軸承效率η軸承=0.99開式齒輪的傳動效率η開齒=0.95（脂潤滑）閉式齒輪的傳動效率η閉齒=0.97（8級精度）所需的電動機(jī)的功率3).滾筒的轉(zhuǎn)速為：查表4.12-1，選電動機(jī)Y132M2—6型，額定功率5.5kw,同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載轉(zhuǎn)速960r/min。同時，由表4.12-2查得電動機(jī)中心高H=132mm，外伸軸段D×E=38mm×80mm。三、傳動裝置的運(yùn)動及動力參數(shù)計算（一）.分配傳動比．總傳動比2）各級傳動比的粗略分配由表4.2-9取i開＝6減速器的傳動比：減速箱內(nèi)高速級齒輪傳動比i1=4.334減速箱內(nèi)低速級齒輪傳動比i2=3.210上面分配的傳動比僅為初步值。（二）各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算0軸：（電動機(jī)軸） P0=4.8KW =960r/min T0=47.75N.mⅠ軸：（減速器高速軸） P1=4.75kw n1=960r/min T1=47.25N.m3.Ⅱ軸：（減速器中間軸） P2=4.56kw n2=221.5r/min T2=196.6N.m4.Ⅲ軸：（減速器低速軸） P3=4.38kw=69.0r/min =606.22N.mⅣ軸：（開式齒輪傳動軸）=4.29kw =69.0r/min=593.76N/m6.Ⅴ軸：（滾筒軸）P5=4.03kw=11.5r/min T5=3346.65N.m各軸運(yùn)動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N.m)傳動形式傳動比效率η04.8096047.75彈性聯(lián)軸器1.00.99Ⅰ4.7596047.25閉式齒輪4.3340.97Ⅱ4.56221.5196.6閉式齒輪3.2100.97Ⅲ4.3869606.22聯(lián)軸器1.00.99Ⅳ4.2969593.76開式齒輪60.95Ⅴ4.0311.53346.65（三）設(shè)計開式齒輪1）．選擇材料小齒輪QT600-3正火處理齒面硬度240-270HBS大齒輪QT500-7正火處理齒面硬度200-230HBS傳動比u=6，應(yīng)力循環(huán)次數(shù)2).按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度確定模數(shù)初取小齒輪齒數(shù)Z=20,則大齒輪齒數(shù)Z=Z*u=20×6=120.按強(qiáng)度為240HBS和200HBS查《機(jī)械設(shè)計》圖5-18(a)知，取查《機(jī)械設(shè)計》圖5-19知，又由式5-32知，，取由考慮磨損影響，將值降低30%，則：則查《機(jī)械設(shè)計》圖5-14知查圖5-15知取取則由于預(yù)取=5mm當(dāng)m=5mm時，1.25與1.2相差不大，不需要修正m.所以可以選取m=5mm.此時，Ⅳ軸和Ⅴ軸的中心距為3）、齒輪5、6的主要參數(shù)Z=20,Z=120,u=6,m=5mm取四、傳動零件的設(shè)計計算（一）減速器高速級齒輪的設(shè)計計算材料的選擇：高速級小齒輪45號鋼調(diào)質(zhì)處理齒面硬度217-255HBS大齒輪45號鋼正火處理齒面硬度162-217HBS計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查《機(jī)械設(shè)計》圖5-17，ZN1=1.0ZN2=1.06（允許一定點蝕）由式5-29，ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0ZW=1.0ZLVR=0.92（精加工齒輪）按齒面硬度217HBS和162HBS，由圖5-16b，得,由5-28式計算許用接觸應(yīng)力因，故取22）按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距小輪轉(zhuǎn)矩T1=47250N·mm初定螺旋角β=,。初取，由表5-5得減速傳動，;取端面壓力角 基圓螺旋角 βb=12.2035。由式《機(jī)械設(shè)計》（5-39）計算中心距a由《課程設(shè)計》表4.2-10,取中心距a=125mm。 a=125mm估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=2mm。 mn=2mm小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=取z1=23，z2=99 z1=23，z2=99實際傳動比傳動比誤差，在允許范圍內(nèi)。修正螺旋角與初選β=130相近,ZH`Zβ可不修正.齒輪分度圓直徑圓周速度由《機(jī)械設(shè)計》表5-6,取齒輪精度為8級.(3)驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度按電機(jī)驅(qū)動,載荷平穩(wěn),由《機(jī)械設(shè)計》表5-3,取KA=1.0由圖5-4b，按8級精度和，得Kv=1.05。齒寬。由圖《機(jī)械設(shè)計》5-7a，按b/d1=1.061,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kβ=1.10。由表5-4，得Kα=1.2載荷系數(shù)計算重合度齒頂圓直徑端面壓力角齒輪基圓直徑端面齒頂壓力角由式5-43得，由式5-42得，由式5-39,計算齒面接觸應(yīng)力故安全。（4）驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按Z1=23，Z2=99,由圖《機(jī)械設(shè)計》5-18b，得，由圖5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-32，m=2mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31計算許用彎曲應(yīng)力，由圖5-14得Y=2.66，Y=2.22由圖5-15得Y=1.58，Y=1.81。由式（5-47）計算，因由式5-48計算由式5-44計算齒根彎曲應(yīng)力（5）齒輪主要幾何參數(shù)z1=23,z2=99,u=4.304,mn=2mm,β0=,mt=mn/cosβ=2/cos12.57810=2.049mm,d1=47.131mm,d2=202.869mm,da1=51.131mm,da2=206.869mmdf1=42.131mm,df2=197.869mm,a=125mmmm,b1=b2+(5~10)=60mm（二）減速器低速級齒輪的設(shè)計計算1).材料的選擇：根據(jù)工作條件及其載荷性質(zhì)，選擇適當(dāng)?shù)牟牧稀Ｐ↓X輪45鋼調(diào)質(zhì)處理齒面硬度為217—255HBS大齒輪45鋼正火處理齒面硬度為162—217HBS查《機(jī)械設(shè)計》圖5-17，=1.06=1.12（允許一定點蝕）由式5-29，==1.0，取SHmin=1.0ZW=1.0ZLVR=0.92（精加工齒輪）按齒面硬度217HBS和162HBS，由圖5-16b，得,由5-28式計算許用接觸應(yīng)力因，故取22）按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距小輪轉(zhuǎn)矩T2=196600N·mm初定螺旋角β=13,減速傳動，;取。由式（5-41）計算ZH端面壓力角基圓螺旋角由式（5-39）計算中心距a取中心距a=160mm。 a=160mm估算模數(shù)mn=(0.007～0.02)a=1.12-3.2mm取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3mm. mn=3mm小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)取Z=25，Z=79。Z=25，Z=79實際傳動比傳動比誤差，在允許范圍內(nèi)。修正螺旋角與初選β=130相近,Z、Z可不修正.齒輪分度圓直徑圓周速度由表5-6,取齒輪精度為8級.(3)驗算齒面接觸疲勞強(qiáng)度按電機(jī)驅(qū)動,載荷平穩(wěn),由《機(jī)械設(shè)計》表5-3,取K=1.0由圖5-4b，按8級精度和，得K=1.01。齒寬。由圖5-7a，按b/d1=64/76.92=0.832,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kβ=1.07。由表5-4，得K=1.2載荷系數(shù)計算重合度：齒頂圓直徑端面壓力角齒輪基圓直徑端面齒頂壓力角由式5-39,計算齒面接觸應(yīng)力故安全。驗算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按Z1=25，Z2=79,由《機(jī)械設(shè)計》圖5-14得由圖5-15得由圖5-18b，得，由圖5-19，得Y=1.0，Y=1.0由式5-48計算由式5-47得由式5-32，m=3mm<5mm,故Y=Y=1.0。取Y=2.0，S=1.4由式5-31計算許用彎曲應(yīng)力，由圖5-14得Y=2.40，Y=2.20由圖5-15得Y=1.61，Y=1.81。故安全（6）、低速級齒輪主要參數(shù)Z=35,Z=111,u=3.120，,m=2mm，md=mm,mm,dmm,dmmd=d-2(h*a+c*)m=71.92-2×(1.0+0.25)×2=66.92mm,d=d-2(h*a+c*)m=228.08-2×(1.0+0.25)×2=223.08mm,a=mmb=b=60mm,取b=b+(5～10)=66mm五、軸的設(shè)計計算（一）高速軸的設(shè)計初步估定減速器高速軸外伸段軸徑根據(jù)所選電機(jī)查表4-12-2選電機(jī)軸徑則d=(0.8～1.0)d=(0.8～1.0)38=30.4～38mm取d=32mm。d=32mm2．選擇聯(lián)軸器高速軸軸端處選擇TL型聯(lián)軸器GB4323-85名義轉(zhuǎn)矩T=9550×=9550×(5.5/960)=54.7N·m計算轉(zhuǎn)矩為TC=KT=1.5×54.7=82.1N·mＴｎ＝250N·m>TC=82.1N·m,[n]=3300r/min>n=960r/min減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，長度L=62mm。L=62mm（二）中間軸的設(shè)計軸的材料為選擇45鋼,調(diào)質(zhì)處理，傳遞功率Ｐ＝4.51W，轉(zhuǎn)速ｎ=221ｒ／mｉｎ。由表８-２，查得=118，?。洌?0mmｄ＝50mm（三）低速軸的設(shè)計計算,因軸端處需開一個鍵槽，軸徑加大５％,,?。洌?0ｍｍ。ｄ＝60ｍｍ因為是小批生產(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。六、軸的強(qiáng)度校核1.低速軸校核：作用在齒輪上的圓周力Ft=5270N徑向力Fr=1971N軸向力=1241N繪軸的受力簡圖，求支座反力ａ.垂直面支反力RAY=1716.5N,RBY=3553.5Nb.水平面支反力得，=-166.7N，RBX=2137.7N(2)作彎矩圖垂直面彎矩MY圖C點MCY=202500Nmm水平面彎矩MZ圖C點右M'CX=121800N.mmC點左MCX=-19670N.mm合成彎矩圖C點右M’C=236300N.mmC點左MC=203500N.mm作轉(zhuǎn)矩T圖作計算彎矩Mca圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取α=0.6C點左邊McaC=414100N.mmC點右邊M’caC=236300N.mmD點McaD=361000N.mm校核軸的強(qiáng)度由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表8-1得查表8-3得。C點軸徑因為有一個鍵槽。該值小于原dc=43.07mm<62mm設(shè)計該點處軸徑62mm，故安全。D點軸徑dD=41.14<55mm因為有一個鍵槽。該值小于原設(shè)計該點處軸徑55mm，故安全。（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲勞強(qiáng)度Ⅰ剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，Ⅱ剖面因配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，所以，。因1-1、2-2剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，起主要作用，故校核1-1剖面。1-1剖面產(chǎn)生的τ=18.06N/mm2=9.03N/mm245鋼的機(jī)械性能查表8-1，得，絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4，得，表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,查表1-5，得，1-1剖面安全系數(shù)S=6.03>[S]取，，所以1-1剖面安全。b.校核III,IV剖面的疲勞強(qiáng)度III剖面因配合(H7/k6)引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，IV剖面因過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-2：所以，。IV剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-1，查得，。故應(yīng)按過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)校核III剖面。III剖面承受III剖面產(chǎn)生正應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為=4.65N/mm2=4.65N/mm2III剖面產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為=7.12N/mm2=3.56N/mm2由附表1-4,查得,表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,,,表面質(zhì)量系數(shù)同上.III剖面的安全系數(shù)按配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)計算，,所以III剖面安全。S=10.35>[S]其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核。2.中間軸校核：（1）繪軸的受力簡圖（如圖），求支座反力垂直支反力由得=3357N由得水平面支反力由得由得R1=3503.3NR2=3734.7N（2）作彎矩圖垂直面彎矩My圖B點C點水平面彎矩Mz圖B點左邊B點右邊C點左邊 C點右邊

c.合成彎矩M圖B點左邊B點右邊C點左邊C點右邊（3）作轉(zhuǎn)矩T圖（4）作計算彎矩Mca圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動循環(huán)應(yīng)力考慮，取B點左邊B點右邊C點左邊 C點右邊D點A點（5）校核軸的強(qiáng)度由圖知C點彎矩值最大。由45鋼調(diào)質(zhì)處理查表8-1得，再由表8-3查得按式（8-7）計算剖面直徑C點軸徑該值小于原設(shè)計該點處軸徑47mm，安全B點軸徑考慮鍵槽影響，有一個鍵槽，軸徑加大5%，該值小于原設(shè)計該點處軸徑50mm，安全（6）精確校核軸的疲勞強(qiáng)度I剖分面由附表1-1查得，Ⅱ剖面因過度圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)由附表1-2查得，，，Ⅱ剖面承受的彎矩和轉(zhuǎn)矩分別為Ⅱ剖面產(chǎn)生的正應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為，Ⅱ剖面產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為，45鋼機(jī)械性能查表8-1得:，絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4查得:，表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5查得:，查表1.-5得，Ⅱ剖面的安全系數(shù)為，，取S>[S]=1.5～1.8所以Ⅱ剖面安全。其它剖面與上述剖面相比，危險性小，無需校核。七、滾動軸承的選擇及其壽命驗算低速軸軸承選擇一對6212深溝球軸承，低速軸軸承校核：1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6212的=27800N，c=36800N.2）、計算徑向支反力R1=1725NR2=4147N3）、求軸承軸向載荷A1=0A1=0NA2=1241NA2=1241N4）、計算當(dāng)量動載荷A2/C0=1241/27800=0.044,插值定e=0.22+(0.044-0.03)*（0.26-0.22）/（0.06-0.03）=0.239由A2/R2=1108/4077=0.27〉e查表9—10X2=0.56，Y2=1.99+（0.044-0.03）*（1.71-1.99）/（0.06-0.03）=1.85查表9—11，取fd=1.2，fm=1.0,ft=1.0P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)=1.2×1×1×1725=2070NP2=fdfm2(X2R2+Y2A2)=1.2×1.0×(0.56×4147+1.85×1241)=4618.17N5)校核軸承壽命預(yù)計壽命.取P=4618.17N故深溝球軸承6212適用。高速軸軸承作用在齒輪上的圓周力Ft=1984.3N徑向力Fr=741.2N軸向力 =442.7N高速軸軸承選擇一對6208型深溝球軸承。高速軸軸承校核條件：b=50mm,轉(zhuǎn)速n=960r/min，工作平穩(wěn)，工作溫度低于1000。1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6208的=15800N。c=22800N2）、計算徑向支反力ａ垂直面支反力RAY=571.94NRBY=1412.36Nb.水平面支反力得，，R1=590.3NR2=1532.7N3）、求軸承軸向載荷A1=0NA2=442.7N4）、計算當(dāng)量動載荷A2/C0=442.7/15800=0.028插值定e=0.22由A2/R2=442.7/1532.7=0.29〉e查表9—10X2=0.56，Y2=1.99查表9—11，取fd=1.0,ft=1.0,fm=1.0P1=fdfmR1=1.0×1.0×590.3=590.3NP2=fdfm(X2R2+Y2A2)=1.0×1.0×(0.56×1532.7+1.99×442.7)=1739.35)校核軸承壽命預(yù)計壽命.取P=1739.3N故深溝球軸承6208C適用。中間軸軸承選擇一對6210深溝球軸承，中間軸軸承校核：1）、確定軸承的承載能力查表9-7，軸承6208的=19800N，c=27000N2）、計算徑向支反力R1=3503.3NR2=3334.7N3）、求軸承軸向載荷A1=Fba-Fca=1024-470=554NA1=554NA2=0A2=0N4）、計算當(dāng)量動載荷A1/C0=554/19800=0.028,插值定e=0.19+(0.028-0.01)*（0.22-0.19）/（0.03-0.01）=0.217由A1/R1=554/3503.3=0.158<e,X=1.0,Y=0.查表9—11