机械设计的课程设计

《机械设计课程设计》说明书

班 级 机制1004 姓 名 指导老师 小组编号

温州职业技术学院机械工程系

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目 录

一、 传动方案的拟定和运动简图…………………………………………… 二、 电动机的选择 ………………………………………………………… 三、 传动比的计算及分配…………………………………………………… 四、 V带传动的设计计算…………………………………………………… 五、 直齿圆柱齿轮传动的设计计算………………………………………… 六、 齿轮上作用力的计算…………………………………………………… 七、 高速轴的设计计算（含轴承、键的选择与校核）…………………… 八、 低速轴的设计计算（含轴承、键、联轴器的选择与校核）………… 九、 润滑、密封的选择及说明……………………………………………… 十、 箱体及其他附件的设计计算说明………………………………… 十一、 小结…………………………………………………………… 十二、 参考资料……………………………………………………………

1、工作情况：用于带式运输机的传动装置。两班工作制，连续单向运转，载荷平稳；输送带速度容许误差±5%；滚筒效率η=0.96。室内工作， 使用年限8年（每年工作日以300天计算），4年一次大修。

编号 拉力 1 1.6 带速度 2.0 卷筒直径 450 350 300 300 350 360 400 400 2.2 1.8 2.0 2.3 1.5 2 2.5 2 1.8 3 2.0 4 2.2 5 1.7 6 3.0 7 2.5 8 1.5 计算项目 计算及说明 计算结果 精选文档

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F•v1.选择电动机 ⑴工作装置所需的功率P1000•kW 式中F2200N，v2ms，卷筒及轴承的效率0.96，代入上式得： P•vF1000•22002964.58kW 10000.V带传动的效率b0.96，滚动轴承效率r0.995，8级精度齿轮传动效率g0.97，联轴器效率选用额定功，则电动机至滚筒的总效率 率c0.98Pm7.5kW0.960.970.99520.980.90 同步转速为 故 P0P4.580.905.08kW 1500rmin查表选得电动机的额定功率P满载转速m5.5kW n⑵卷筒作为工作轴其转速为： m1440rminn6104v4的Y系列D6102300127.3rmin Y132M-4电动V带传动比范围i'机 b2~4，单机圆柱齿轮传动比范围i'g3~5，则总传动比范围应为i'6~20，可见电动机转速的可选范围为： n'i'•n(6~20)127.3763.8~2546rmin 考虑到价格和重量的原因选用同步转速为 1500rmin的Y系列电动机Y132S-4，其满载转速nm1440rmin。 精选文档

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传动装置总传动比 2.确定和分配传动n1440im11.3 n127.3ib2.84 比 3.计算传动装置的运动和动力参数 由iib•ig，所以取ib2.5，则ig4.52 ⑴由传动比可知各轴的转速 I 轴 nnmi1440576rmin b2.5II 轴 nIIni57652127.4rmin g4.工作轴 nnII127.4rmin ⑵各轴的输入功率 I 轴 PIP0•b5.080.964.88kW II 轴PIIPI•r•g4.880.9950.974.7kW工作轴PPII•r•c4.70.9950.984.58kW⑶各轴输入转矩 I 轴 TII9550Pn95504.8880.9N•m 576II 轴 TII9550PIIn95504.7352.3N•m II127.4工作轴 T9550Pn95504.58343.3N•m 127.4电动机 T09550P05.n955008144033.7N•m m将以上算得的运动和动力参数列表如下： 精选文档

ig5.3 n507.4rminnII95.54rmin

n95.54rmin

PI5.61kW PII5.42kW P5.28kW T1105.6N•mTII541.8N•m T527.8N•m

T038.8N•m 可修改可编辑

参数 轴名 转速n 电动机轴 1440 I 轴 II 轴 工作轴 rmin 576 127.4 127.4 功率P (kW) 转矩T （N•m） 传动比 i 效 率 η 5.08 4.88 4.7 4.58 33.7 80.9 352.3 343.3 3.00 0.96 5.02 0.966 1.00 0.974 (1) 确定计算功率Pc 由表8.21得KA1.2 由 PCKAP 得 Pc=7.02 kW PkW C1.25.086.096(2) 选取普通V带型号 根据Pc=6.096 kW n1=1440 r/min 由图8.12选用B型普通V带 (3) 确定带轮基准直径dd1 dd2 4.带传动设计 根据表8.6和表8.3选取dd1125mm 且dd1125mmdmin125mm 大带轮基准直径为 B型普通V带 dd1=125 mm dd2=355 mm dd2dd1•ib1252.5mm312mm 根据表8.3选取标准值dd2=315 mm (4) 验算带速v vn1dd16010001251440601000ms9.42ms v9.42ms 带速在5~25 m/s范围内 精选文档

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(5) 初定中心距a0 由0.7(dd1dd2)a02(d1dd2)得 a0500mm 308a0880 故a0取500 mm (6) 确定带的基准长度Ld和实际中心距a (dd2dd1)2由L02a0(dd1dd2)得 24a0(315125)2L02500(125315) 24500= 1709 mm 由表8.4 选取基准长度Ld1800mm 4.带传动设计 Ld=1800mm a=490.2 mm LL0由aa0d 得 2a50018001709545.5mm 2中心距a的变化范围为 amin463.2mmamax544.2mm amina0.015Ld 545.50.0151800518.5mm amaxa0.03Ld 545.50.031800599.5mm (7) 校验小带轮包角1 由1180dd2dd157.3 得 a1153.1 118031512557.3160120 545.5精选文档

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(8) 确定V带根数z 由zPcPc [P0](P0P0)KKL根据dd1=125 mm n1=1440 r/min 查表，根据插入法可得 P02.18kW 查表得P0=0.45 查表 得KL0.95 查图8.11 得K0.95 z3 z4.带传动设计 6.0962.57 (2.180.45)0.950.95带圆整得z3 (9) 求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ 由表得 B型普通V带每米质量q=0.19 kg/m 根据F0500PCzv2.52得 1qvKF0169.7NF05006.0962.510.199.422192.8N由39.420.95FQ990.2N FQ2F0zsin2得 160FQ2192.83sin1139.2N 2精选文档

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(10) 设计结果 选用3根 B—1800 GB/T1154—1997 的V带 4.带传动设计 中心距a=599.5 mm，带轮直径 dd1=125 mm dd2=315 mm，轴上拉力FQ=1139.2 N，带轮按本章进行设计设计过程及结果详见零件图 5.齿轮传动设计 (1)选择齿轮材料及精度等级 小齿轮采用 45 钢调质，硬度为 250 HBS；大齿轮采用 45 钢 正火，硬度为 210 HBS。因为是普通减速器，由表 选8级精度，要求齿面精度Ra1.6m 精选文档

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5.齿轮传动设计 精选文档

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(2)按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出 d1 值。 确定有关参数和系数： 1）转矩 T1 5.齿轮传动设计 小齿轮齿数 z1取为30，则大齿轮齿数z2157。 则输出实际转速 T11.06105N•mmK1.1T1105.6N•m1.06105N•mm2）载荷系数K 查表 10.11 取K1.1 3）齿数 z1 和齿宽系数 d z130 z2157 d1 SH1 n'12530144096.89rmin 35515796.8995.54100%1.4% 95.54N11.2109 在±5%内为允许值。 因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面 由表 10.20 选取 d1 4）许用接触应力[H] 由图 10.24 查得 N22.2108 ZNT11 ZNT21.1 m2mm Hlim1560MPa Hlim2530MPa 由表 10.10 差得 SH1 精选文档

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N1=60njLh60507.41(830016)1.2109 N2N1i1.110952.2108 查图 10.27 得 ZNT11 ；ZNT21.1 由式 （10.13）可得 [H]1[H]1ZNT1Hlim11560560MPa SH1 ZNT1Hlim11.1530583MPa SH1故 5KT1(u1)1.11.2106.33d176.43376.43 du[H]215.3560258.14mm md158.141.94mm z130由表 10.3 取标准模 m2mm。 (3)计算主要尺寸 d1mz123060mm d160mmd2mz22157314mm d2314mmb160mm bd•d116060mm 取b260mm。 b265mm a187mm b1b25mm65mma11m(z1z2)2(30157)187mm 22精选文档

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(4)按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出F，如F[F]则校核合格。 确定有关参数和系数： 1）齿形系数YF 查表 10.13 得 YF12.54；插入法得YF22.18。 2）应力修正系数YS 查表 10.14 得 YS11.63；插入法得 YS21.80。 3）许用弯曲应力[F] 由图10.25查得 Flim1210MPa，Flim2190MPa 查表 10.10 得 SF1.3。 由图10.26查得 YNT10.89；YNT20.91 由式（10.24）可得 YF12.54 YF22.18 YS11.63 YS21.80 SF1.3 [F]1YNT1Flim10.89210Mpa143.8Mpa SF1.3YNT2Flim20.91190Mpa133Mpa SF1.3YNT10.89 YNT20.91 [F]2F12KT121.11.06105YFYS2.541.63bm2z1602230133.6MPa[F]1143.8MPa F2F1YF2YS22.181.80133.6 YF1YS12.541.63 126.6MPa[F]2133MPa 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 (5)验算齿轮的圆周速度v vd1n1604801.51ms 601000601000v1.51ms 由表10.22可知，选8级精度是合适的。 精选文档

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5.齿轮传动设计 (6)计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图 (1)小带轮 已知电动机的中心高H132mm 小带轮直径da125mm半径 ra162.5mmH132mm 所以小带轮不会影响电动机 （2）大带轮 6.验算中心高 箱体中心高Hd22ha(30~50) 2 H3144(30~50)8197~217mm 2大带轮直径da2362mm半径 ra2181mmH197~217mm 故 中心高度合格。 带传动选用4根 B—1800 GB/T1154—1997 的V带 中心距a491.875mm，带轮直径 dd1125mm 7.设计结果 dd2355mm，轴上拉力FQ990.2N 齿轮传动选用z130,z2157,20 的8级精度圆柱直齿齿轮 1.选择轴的材料，确定许用应力 已知减速器传递的属于中小功率，对材料无特殊要求， 8.轴的设计 故采用45钢经调质处理。由表14.7查得强度极限 B650Mpa，由表14.2查得许用弯曲应力[1b]60Mpa。 精选文档

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2.按钮转强度估算轴颈 由表14.1得 C107~118，由式d3T得 0.2[] d3105.6100023.6~26mm因为最小直径处要安0.2(30~40)放带轮，会有键槽故直径应放大3%~5%为24.6~27mm，选取直径d128mm。 3.设计轴的结构并绘制结构草图 因小齿轮较小，所以采用齿轮轴，由于是单级齿轮传递可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称布置在齿轮两侧，轴的外伸端安装带轮及联轴器。 1）确定轴上的位置和固定方式 采用齿轮轴（如上图所示），其装配比较简单，封油环轴承等应分别从两端装入且轴承应对称安装在齿轮两侧，轴向用轴 肩定位，周向采用过盈配合固定右端安装带轮，轴向有轴肩定位，周向用平键连接。 2）确定各段直径 如下图所示轴段a 直径在最小，d128mm；带轮装在轴a上要轴向定位，所以轴段b上应有轴肩，轴段b上又装有轴承所以轴段b必须取为标准直，故d235mm；两端轴承为了拆卸方便，差得6207轴承的安装尺寸为42mm，所以取d3d442mm。 3）确定各轴段的长度 齿轮宽度为65mm，为保证轴承安装在轴承座中并考虑精选文档

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到轴承的润滑和密封圈及挡油环，取齿轮端面距箱体内壁的距离为 精选文档

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15mm，取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm，所以轴承支点的距离l128mm，挡油环要伸出箱体内壁1~2mm，取轴段c d的长度为13mm，根据箱体结构及带轮距轴承盖应有一定距离要求，取l'73mm，根据带轮的轮毂长度，取l\"60mm；在轴段a 上加工出键槽，键槽长度应比轮毂长度小约5~10mm。 4）选定轴的结构和细节，如圆角 倒角 退刀槽等。 按照设计结果绘制吃轴的结构草图（下图a）。 4按弯扭合成强度校核轴颈 1）画出轴的受力图（下图b），已知轴及齿轮传递的转矩 T105.6N•m所以齿轮所受到的圆周力Ft2T2105.63.52kN d60径向力FrFt•tan3.52tan201.28kN 1）做xy平面受力分析根据电动机的减速箱的中心高求得带轮处轴上拉力FQ与x轴夹角9，分解FQ得FQx978N,FQz155N，根据平衡得 FQXFAXFrFBX0FQX•l3FAX•l2Fr•l10 求得两轴承处的支防力FAx2164N,FBx94N，求弯矩MA1FQX•(l3l2),MC1FBX•l1 求得MA169927N•mm,MC15997N•mm 画出xy平面内的弯矩图（下图c） 2）做yz平面受力分析，根据平衡得 FQZFAZFtFBZ0FQZ•l3FAZ•l2Ft•l10 求得FAz2002N,FBz1673N， 精选文档

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求弯矩MA2FQZ•(l3l2),MC2FBZ•l1 求得MA111083N•mm,MC1107099N•mm 画出yz平面弯矩图（见下图d） 3）合成弯矩 根据MA截面MA22MHMV得 22MHMV 22699271108370800N•mm C截面MC599721070992107266N•mm （弯矩图见下图e） 5)已知I轴输入转矩TI105.6N•m105600N•mm （转矩图见下图f） 6)求当量弯矩 转矩为脉动循环取修正系数0.6。 A截面 MeAM2(T)2708002(0.6105600)295011N•mm C截面MeC1072662(0.6105600)2124518N•mm 当量弯矩图如下图g所示 7）确定危险截面 由当量弯矩图可知C截面所受的当量弯矩最大，所以C截面可能为危险截面，A截面虽所受的当量弯矩较小，但其轴颈较小，故也应对A截面进行校核。 A截面eAMeA950119501122.16MPa 33W0.1d20.135精选文档

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C截面eCMeC12458112458112MPa3W0.1d30.1473 查表14.2得1b55MPa，满足e1b的条件，所精选文档

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以设计的轴强度足够且有一定裕量。 精选文档

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5.修改轴的设计 因所设计的轴强度裕度不是很大，所以不需再做修改。 6.绘制轴的零件图 略 小结

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参考文献

[1] 陈秀宁. 机械设计课程设计. 杭州：浙江大学出版社，1995 [2] 石固欧. 机械设计基础. 北京：高等教育出版社，2003

[3] 张春宜, 郝广平, 刘敏.j减速器设计实例精解. 北京：机械工业出版社，2010

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