2022年机械设计方案课程设计方案zijid .pdf

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1、1 / 12 课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名彭亚南所在院系机械工程系专业、年级、班06 汽车；3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1. 机械设计课程设计指导书2. 机械设计图册3. 机械设计手册4. 机械设计工作计划：1.设计准备工作2.总体设计及传动件的设计计算3.装配草图及装配图的绘制4.零件图的绘制5.编写设计说明书任务下达日期： 2009 年 2 月 15 日任务完成日期： 2009 年 3 月 1 日指导教师 签名）：学生 签名）：彭亚南精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 12 页2

2、/ 12 目录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书1 二、摘要和关键词22. 一、传动方案拟定3 各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3 三、计算总传动比及分配各级的传动比4 四、运动参数及动力参数计算6 五、传动零件的设计计算7 六、轴的设计计算10 七、滚动轴承的选择及校核计算12 八、键联接的选择及校核计算13 九、箱体设计14 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 12 页3 / 12 计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限10 年，工作为二班工作制，单向运转，小批量

3、生产，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速 V=1.7m/s；滚筒直径 D=300mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总）=25001.7/ 10000.8 3）=5.12KW 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D =6010001.7/ 300 =108.2r/min 按手册 P7表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I a=36。取V 带传动比I 1=24，则总传动比理时范围为总=0.83 P工作=5.12KW n滚

4、筒=108.2r/min精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 12 页4 / 12 I a=624。故电动机转速的可选范围为nd=I an筒n筒=624）108.2=649.42597.4r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min 。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3 方案比较适合，则选 n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所

5、需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y13M2-6 。其主要性能：额定功率：5.5KW ，满载转速 960r/min ，三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比： i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87 2、分配各级伟动比（1） 据指导书 P7表 1，取齿轮 i带=2.3V 带传动比 I 1=24合理）（2） i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86 四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速 nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min 2、计算各轴的功率 KW ）PI=P工作带=5.120.96=4.92KW PII

6、=PI轴承齿轮=4.920.9 80.97=4.67KW PIII=PII轴承联轴器=4.670.9 70.9 9=4.48KW 3、计算各轴扭矩 N mm ）T工作=95505.12/960=50.93 TI= T工作带i带=50.932.3 0.96=112.6 N mTII= TIi齿轮轴承齿轮=112.63.86 0.98 0.97=412.45 N mTIII=TII轴承联轴器=412.450.970.99=395.67 N 五、传动零件的设计计算1. 确定计算功率 PC电动机型号Y132M2-6 i总=8.87 据手册得i齿轮=3.86 i带=2.3 nI =960r/min nI

7、I=417.39r/min nIII=108.13r/min PI=4.92KW PII=4.67KW PIII=4.48KW TI=112.6N mTII=412.15N m TIII=395.67N m精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 12 页5 / 12 由课本表 8-7 得：kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW 2. 选择 V带的带型根据 PC、n1由课本图 8-10 得：选用 A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速 v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表 8-6 和表 8-8，取小带轮的

8、基准直径 dd1=100mm 。2）验算带速 v。按课本式 8-13）验算带的速度v=dd1n1/601000）=1001000/601000）=5.24m/s 在 5-30m/s 范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2dd2=i带dd1=2.3100=230mm 由课本表 8-8，圆整为 dd2=250mm 4. 确定带长和中心矩1）根据课本式 8-20），初定中心距 a0=500mm 2）由课本式 /2+(dd2-dd1 2/4a0）=2500+3.14100+250 ）/2+250-100 ）2/4500）1561mm 由课本表

9、8-2 选带的基准长度 Ld=1400mm 按课本式 8-23）实际中心距 a。aa0+Ld- Ld0）/2=500+1400-1561）/2=425mm 5. 验算小带轮上的包角 11=1800-dd2-dd1）/a 57.30=1800-900适用）6. 确定带的根数 z 1）计算单根 V带的额定功率 pr。由 dd1=100mm 和 n1=1000r/min 根据课本表 8-4a 得P0=0.988KW 根据 n1=960r/min ，i带=3.4 和 A型带，查课本表 5-6）得P0=0.118KW 根据课本表 8-5 得 Ka=0.91 根据课本表 8-2 得 KL=0.99 由课本

10、 P83式5-12）得Pr=P0+P0）KaKL=计算 V带的根数 z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为 7 根7. 计算单根 V带的初压力的最小值 (F0min 由课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式 min =5002.5- Ka）PCa /zvKa +qV2V=5.24m/s dd2=340mm 取标准值dd2=355mm Ld=1600mm 取 a0=500 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 12 页6 / 12 =5002.5-0.91 ）6.05/(F0mi

11、n。8. 计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为Fp）min=2zF0）min sin 1/2 ）=27147sin 146/2 ）=1968N 2、齿轮传动的设计计算1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7 级精度 GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1 选择小齿轮和大齿轮材料为45 钢调质）硬度为 280HBS 。3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=243.86=92.64 ，取 93。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式 ZE2/ du H21/3(1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.3 2）计算小齿轮传递

12、的转矩T1=9.55106P1/n1=95.51064.92/342.86=137041 N mm3由课本表 10-7 选取齿款系数 d=1 4由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa ；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa ；6）由课本式 10-13 计算应力循环次数NLNL1=60n1jL h=60342.861(1630010 =9.874108NL2=NL1/i=9.874 108/3.86=2.558 108 7）由图课本 10-19 取接触疲劳寿命系

13、数KHN1=0.96 KHN2=0.98 8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为 1% ，安全系数 S=1.0 H1= KHN1Hlim1/S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H2= KHN2Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa =539Mpa (2计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入 H 较小的值dd12.32(KT1(u+1ZE2/ du H21/3 =2.321.3 1.37 105 1/3=71.266mm Z=7 F0=147N 计算圆周速度 v。v=dd1n1/601000）=3.1471.266342.86/按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由

14、课本式 1/3=71.266(1.408/1.3 1/3=73.187mm 7计算模数 m ：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm 3. 按齿根弯曲强度设计由课本式 1/3 （1） 确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa 2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式 计算载荷系数 K K=KAKVKFaKF=11.07 11.28=1.37 5取齿形系数。由课本表 10-5 查

15、得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6）查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 7）计算大、小齿轮的YFa YSa/ F YFa1 YSa1/ F1=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2/ F2=2.2261.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大。8设计计算 m 2 1.37 1.37 1050.01644 /(1242 1/3 =2.2mm H1=576Mpa H2=539Mpad1=71.266mm m=2.5mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.

16、764 m 2.22mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 12 页8 / 12 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.2 并就近圆整为标准值m=2.5mm ，按接触强度的的分度圆直径d1=73.187，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数 z2=3.8630=116 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度

17、，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算1）计算分度圆直径 d1= z1m=30 2.5=75mm d2= z1m=116 2.5=290mm 2）计算中心距 a=d1+ d2）/2=75+290）/2=183mm 3）计算齿轮宽度 b=d d1=175=75mm 取 B2=75mm ，B1=80mm 六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数 n 和转矩 T PII 输=4.670.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656N mmPI 输=4.920.98=4.82 kw n1=417.39 r/min

18、T1=100871 N mm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mm Ft2=2T2/d2=2397656/355=2018N Fr2= Ft2tan20 =20180.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm Ft1=2T1/d1=2100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20=24010.3642=729N 4、初步确定轴的最小直径先按课本式 15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45 钢，调制处理。根据课本表15-3，取 A0=112，于是得dmin2= A0PII输/ n2）1/3=1124.58/108.13 ）1

19、/3=39.04mm dmin1= A0P1 输/ n1）1/3=1124.82/417.39 ）1/3=25.32mm 5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2, 查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca= KAT2=1.3397656=516952.8 N mm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册，选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 N mm 。联轴器的孔径d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mmFt2=2018

20、N Fr2=826N Ft1=2401N Fr1=729N dmin2=39.04mm dmin1=25.32mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 12 页9 / 12 d1=38mm ， 半 联 轴 器 长 度 L=82mm ， 半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度L1=58mm 。6、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0 基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承 213，其尺寸 dDT=65mm 120mm 23mm 。7、轴上零件的周向

21、定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1 查得平键截面 bh=20mm 12mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm 8mm 50mm ，半联轴器与轴的配合为 H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸参考课本表 15-2，取轴端倒角为 245。9、求轴上的载荷1 轴2 轴深 沟 球 轴 承213 ， 其 尺 寸dDT=65mm120mm 23mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 12

22、页10 / 12 按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式 15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力ca1=M12+T1）2 1/2/W=81263.382+0.6100871）2 1/2/1843） =0.29MPa ca2=M12+T2）2 1/2/W=76462.382+0.6397656）2 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为45 钢，调制处理，由课本表15-1 查得 -1=60MPa 。因此 ca1ca2 -1 ，故安全。七、滚动轴承的选择及校核计算根

23、据根据条件，轴承预计寿命1636010=576000小时1、计算输入轴承 计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P263表11-9）取 f P=1.5 根据课本 P262=1558.5N PII=fPxFr2=1.5(1977.5=1466.25 N ca1=0.27MPa ca2=5.96MPa 轴承预计寿命576000h f P=1.5 PI=1558.5N PII=1466.25 N 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 12 页11 / 12 (3 轴承寿命计算深沟球轴承 =3 Lh=106C3/(60nP3 Lh1=

24、106C3/(60nP13=10644.8 106 3/60 320(1.5 1558.5 3 =3.671014h57600h Lh2=106C3/(60nP23=10644.8 106 3/60 70.8 (1.5 1466.25 3 =1.991015h57600h 预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式 6-1）p=2T103/kld ）确定上式中各系数TI=100.871N mTII=397.656N m k1=0.5h1=0.512mm=6mm k2=0.5h2=0.58mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm l2=L2-b2=50mm-12mm=38

25、mm d1=70mm d2=38mm p1=2TI103/k1l1d1）=274.22103/65170）=6.93MPa p2=2TII103/k2l2d2）=2315.51103/43838）=109.24 MPa 由课本表 6-2 p=100-120 所以 p1 p p2 p 满足要求九、箱体设计Lh1=3.671014h Lh2=1.991015h k1=6mm k2=4mm l1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm p1=6.93MPa p2=109.24 MPa p=100-120 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - -

26、- - - -第 11 页，共 12 页12 / 12 名称符号尺寸mm ）机座壁厚9 机盖壁厚19 机座凸缘厚度b 13 机盖凸缘厚度b113 机座底凸缘厚度b222 地脚螺钉直径df22 地脚螺钉数目n 4 轴承旁联结螺栓直径d116 机盖与机座联接螺栓直径d212 联轴器螺栓 d2的间距 l 150 轴承端盖螺钉直径d38 窥视孔盖螺钉直径d46 定位销直径d 8 df ，d1, d2 至外机壁距离 C126, 22, 16 df ， d2 至凸缘边缘距离C225, 15 轴承旁凸台半径R124 凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l160 大齿轮顶圆与内机壁距离1 10 齿轮端面与内机壁距离210 机盖、机座肋厚m1 ,m 7， 7 轴承端盖外径D2 160， 160 轴承端盖凸缘厚度t 8 轴承旁联接螺栓距离s 尽量靠近，以 Md1和 Md2互不干涉为准，一般s=D2 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 12 页