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1、 前 言 机械设计课程设计是培养学生具有设计能力的技术基础课。机械设计课程设计则是机械设计课程重要的实践性教学环节。通过课程设计实践可以树立正确的设计思想增强创新意识培养综合运用机械设计课程和有其他先修课程的理论与生产实际知识去分析及解决机械设问题的能力。 机械设计工作可以分为计算和结构设计两部分它们是紧密相关、互相联系的。机械设计完成的图纸表示的是机械的结构按图纸加工出的机器应具有使用者要求的性能。所以机械设计和加工者直接接触的是机械的结构。为了使机械结构具有要求的性能、工作可靠、经济实用在很多情况下要进行计算。计算做为结构设计的依据而计算数据必须以机械结构为对象如强度计算必须知道机械的有关
2、结构尺寸运动学计算必须知道机械的机构方案计算结果对这些部分有重要的指导作用。因此在机械设计中结构设计和计算常是互相交叉、反复进行的。 1 目 录 第1章 设计任务书 3 第2章 电动机的选择 4 第3章 传动比的分配 5 第4章 蜗轮、蜗杆传动的设计计算 6 第5章 齿轮传动的设计计算 10 第6章 轴的设计计算 13 第7章 联轴器的选择 18 第8章 滚动轴承的选择与校核 18 第9章 键的选择与校核 20 第10章 箱体的设计 20 第11章 润滑和密封的设计 23 第12章 设计总结 24 第13章 参考文献 24 2 第1章 设计任务书 1.1 设计带式输送机的传动装置 1.1设
3、计加热炉推料机传动装置 原始数据 大齿轮传递的功率:Pw=1.2kw 大齿轮轴的转速:wn=30r/min 每日工作时间T=8h 工作年限a=10每年300个工作日 注连续单向运转工作时有轻微振动输送机大齿轮转速允许误差为 5%。 3 设计工作量: 1. 设计说明书一份 2. 加热炉推料机装配图一张A0 3. 零件图两张A2 第2章 电动机的选择 2.1 电动机的选择 2.1.1选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相异步电动机。 2.1.2选择电动机的容量 标准电动机的容量由额定功率表示。所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求则不能保证工作机的正常
4、工作或使电动机长期过载、发热大而过早损坏容量过大则增加成本并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。 2.1.2.1电动机到工作机输送带间的总效率为 = 12334 1、2、3、4分别为联轴器、蜗杆蜗轮、轴承、齿轮的传动效率。 查表得1=0.99 2=0.8 3=0.984=0.98。 所以=0.990.80.9830.98=0.731 2.1.2.2电动机所需工作功率为 kwPPwd642.1731.02.1 2.1.2.3确定电动机的转速 取齿轮传动一级减速器传动比的范围i1=35取蜗杆涡轮的传动比i2=580。 则总的传动比 i= i1i2=15400。 4 根据电动机的类型容量转速,要
5、使dP=kw642.1由课程设计指导书表17-7选定电动机型号为Y100L1-4型号的电动机其主要性能如下 电动机型号 额定功率/kw 满载转速/(r/min) 起动转矩/额定转矩 最大转矩/额定转矩 Y100L1-4 2.2 1430 2.2 2.3 第3章 传动比的分配 3.1计算传动装置的仲传动比i并分配传动比 3.1.1总传动比i为 i=mn/wn=1430/30=47.7 3.1.2分配传动比 为电动机是用联轴器与蜗杆相连接的之前选用了2头蜗杆的传动效率而2头蜗杆与蜗轮的荐用传动比在1430之间圆柱齿轮的传动比在15之间在协调分配传动比初选蜗杆蜗轮的传动比为1i=20则圆柱齿轮的传动
6、比为385.2207.4712iii。 3.2计算传动装置各轴的运动和参数 3.2.1各轴的转速 轴minr1430nnm1 轴minr5.71201430inn112 轴min303rnn 3.2.2各轴的输入功率 5 kwppkwppkwppm64.143708.198.08.0178.232178.2123121 3.2.3各轴的输入转矩为 电动机输出转矩为 mmNnpTmdd4661047.114302.21055.91055.9 轴mmNTTd4110455.11 轴mm108.225.71708.11055.9n1055.9462262NPT 轴mmNnPT463363102.5
7、23064.11055.91055.9 将上述计算结果汇总于下表以备查用 第4章 蜗杆蜗轮的设计计算 4.1 选择蜗杆的类型 根据GB/T10085-1988的推荐采用渐开线蜗杆ZI。 4.2 选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大速度中等故蜗杆采用45刚而又希望效率高些耐磨性好些故蜗杆螺旋齿面要求淬火硬度为4555HRC蜗轮选用铸锡磷青铜轴名 功率P/kw 转矩T/(N?mm) 转速n/(r/min) 传动比i 2.2 1.47104 1430 1 轴 2.178 1.455104 1430 20 轴 1.708 2.28105 71.5 2.385 轴 1.64 5.22105 30 6 Z
8、CuSn10P1,砂模铸造为了节约贵重有色金属仅齿圈用青铜铸造而轮芯用灰铸铁HT100制造。 4.3 按齿面接触强度设计 根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则先按齿面接触疲劳强度进行计算再校核齿根弯曲疲劳强度。则传动中心距为 322)(HEZZKTa 4.3.1 确定作用在蜗轮上的转矩 按1Z=2估值效率为20.8则 mm228131n1055.92262NPT 4.3.2确定载荷系数 因工作是有轻微振动故取载荷分布不均匀系数K=1.3由表11-5选取使用系数AK=1.15由于转速不是很高冲击不大可选取动载荷系数VK=1.05则 K=KAKVK=1.331.1531.05=1.57 4.3.3 确定弹性
9、影响系数EZ和Z 因为选用的是锡磷青铜ZCuSn10P1的蜗轮和45刚蜗杆相配故EZMPa160先假设蜗杆分度圆直径和传动中心距的比值为ad1=0.35从图11-18中查得Z=2.9。 4.3.4 确定许用接触应力H 根据蜗轮材料为锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造蜗杆螺旋齿面硬度45HRC可从表11-7查得蜗轮的基本许用应力H =268MPa。 应力循环次数81003.1)300810(5.71160N 寿命系数 747.01003.110887HNK则 7 H=HNKH=0.747268=200MPa 4.3.5 计算中心距 a322)(HEZZKT=mmmm38.1242009.21
10、6010283.275.1325 取中心距a=125mm因为1i=20故从表11-2中选取模数m=5mm蜗杆分度圆直径d1=50mm这时d1/a=0.4与假设相近从图11-18中可查得,Z=2.75Z因此以上计算结果可用。 4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸 4.4.1蜗杆 轴向齿距Pa=15.7直径系数q=10.00齿顶圆直径1ad=60mm齿根圆直径1fd=38mm分度圆直径1d=50mm分度圆导程角=arctanqz1=arctan102=11.31蜗杆轴向齿厚as=7.85mm蜗杆法向齿厚mm7.7sn。 4.4.2 蜗轮 蜗轮齿数2z=41变位系数2x=-0.500 验算传动比1i
11、=12zz=20.5这时传动误差为%5.2%1002020-5.20是允许的 蜗轮分度圆直径mmmzd20541522 蜗轮喉圆直径2ad=2d+22ah=205+22.5=210mm 蜗轮齿根圆直径2fd=2d+22fh=205-27=188mm 蜗轮咽喉母圆半径2gr=a-221ad=125-21210=20mm 4.5 校核齿根弯曲疲劳强度 FFaFYYmddKTcos53.12212 8 当量齿数vaz=48.43)31.11(cos41cos332z 根据2x=-0.5vaz=43.48从图11-19中可查得齿形系数2FaY2.87 螺旋系数Y=9192.014031.111140
12、1 许用弯曲应力 F=/FFNK 从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力/F=56MPa 寿命系数 5975.01003.1101098696NKFN F=/FFNK=560.5975=33.46MPa 所以F=YYmddKTFan221253.1=MPa34.279192.087.252055022830057.153.1 FF,弯曲强度校核满足要求。 4.6 验算效率 )tan(tan9.095.01v 已知=11.31v=vfarctanvf与相对滑移速度sv有关 smndvs8.39843.0100060143050cos10006011 从表11-18中用
13、插值法查得vf=0.0246v=1.242代入上式得 83.0)tan(tan)96.095.0(1v 大于原估计值0.8因此不用重算。 9 第5章 齿轮传动的设计计算 5.1选择材料热处理齿轮精度等级和齿数 按第一章的传动方案图选用直齿圆柱齿轮推料机为一般工作机器速度不高故选用7级精度GB10098-88由表10-1选择小齿轮材料为40Cr调质硬度为280HBS大齿轮材料为45刚调质硬度为240HBS二者材料硬度差为40HBS选择小齿轮的齿数为20大齿轮则为1.8820=37.6取大齿轮齿数为38. 5.2 按齿面接触强度设计 由设计计算公式10-9a进行试算即 3211)(132.2HE
14、dtZuuKTd 5.2.1确定公式内的各计算数值 试选载荷系数tK=1.3计算小齿轮传递的转矩 mm1028.25.71708.11055.9n1055.9562261NPT由表10-7选取齿宽系数d=1由表10-6查得材料的弹性影响系数218.189MPaZE由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1limH=600 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550 MPa由式10-13计算应力循环次数。 小齿轮的应力循环次数为N1=8h11003.130010815.7160jn60L 大齿轮的应力循环次数为N2=721032.4)300108(1306060hjLn 由图
15、10-19取接触疲劳寿命系数1NHk=0.90, 2NHk=1.0计算接触疲劳许用应力取失效概率为1% 安全系数S=1由式10-12得 MPaSKHHNH54016009.01lim11 a55015500.12lim22MPSKHHNH 5.2.2 计算 10 1试算小齿轮分度圆直径td1代入H中较小值 mm)5408.189(2)12(1108.223.132.2u1u32.2d32432d2tltHEZTK88.2mm 2计算圆周速度 600005.712.8814.3100060ndv1t10.330sm 3计算齿宽b mm2.882.881dbt1d 4计算齿宽与齿高之比b/h 模
16、数 41.4202.88zdm1t1t 齿高 h=2.25tm=2.254.41=9.9mm b/h=88.2/9.9=8.90 5计算载荷系数根据v=0.330m/s7级精度由图10-8查得动载荷系数VK=1.13 直齿轮1FHKK 由表10-2查得使用系数25.1AK 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时427.1HK。 由b/h=8.89207.1HK查图10-13得35.1FK故载荷系数为 016.2427.1113.125.1HHVAKKKKK; 6按实际的载荷系数校正所的分度圆直径由式10-10a得 33tt113.1016.22.88ddKK102.1mm
17、 7计算模数m。 m=201.102zd115.10 5.2.3 按齿根弯曲强度设计 由式10-5得弯曲强度的设计公式为m3212)(2FSFdaaYYZKT 11 5.2.3.1 确定公式内的各计算数值 1由图10-20c查得小齿轮的玩去疲劳强度极限MPaEF5001,大齿轮的弯曲强度极限MPaEF3802 2由图10-18取弯曲疲劳寿命系数91.01NFK,95.02NFK 3计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳系数S=1.4由式10-12得 MPaSKFEFNF3254.150091.0111 MPaSKFEFNF86.2574.138095.0112 4计算载荷系数K K=AkVkFK
18、FK=1.251.1311.35=1.91 5查取齿形系数 由表10-5查得8.21aFY,4.22aFY 6查取应力校正系数 由表10-5查得55.11aSY67.12aSY 7计算大、小齿轮的FSFaaYY并加以比较 01335.032555.18.2111FaSaFYY 01554.086.257670.14.2222FaSaFYY 大齿轮的数值大。 5.2.3.2 设计计算 m325321201554.020110283.291.12)(2FaSaFdYYZKT=3.24 对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所
19、决定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弯曲疲劳强度算得的模数5.10并就近圆整为标准值m=5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径1d102.1mm算出小齿轮的齿数 12 20mdz11 大齿轮的齿数 7.47385.220ziz122取2z=48。 5.3 几何尺寸计算 1计算分度圆直径 小齿轮的分度圆直径 mm100520mzd11 大齿轮的分度圆直径 mm240548mzd22 2计算中心距大齿轮的分度圆直径 22401002dda21170mm (3)计算齿轮宽度 1001001db1dmm 取10510012BB. 第6章 轴的设计 6.
20、1 蜗杆轴 6.1.1 求蜗杆轴上的功率、转速和转矩 由第3章可知kwp178.2114301nmmNT4110455.1。 6.1.1.1求作用在蜗轮上的力 因已知蜗杆的分度圆直径为50mm则 切向力 NdTFt58450104551224111 13 轴向力 NdTFFta40.22242051028.22252221 径向力 NFFFtrr6.809tan221 6.1.1.2 初步确定轴的最小直径 先初步校核估算轴的最小直径取A。=112 mmnPAd86.121430178.21123311min 该轴是用联轴器与电动机相连的所以轴的最小直径显然是安装联轴器为了使所选的轴直径d与联
21、轴器的孔径相适应故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩1TKTAca查表14-1考虑到转矩变化很小故取AK=1.3则 mmNTKTAca441108915.110455.13.1 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查手册选用LX2J1型弹性柱销联轴器其公称转矩为560Nmm半联轴器的孔径d=32孔长度L=60mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=82。 6.1.2 轴的结构设计 6.1.2.1初选轴承 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用故选用圆锥滚子轴承轴承参照工作要求并根据1d=40mm由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的圆锥滚子轴承。型号为30208其尺寸
22、为d3D3T=40mm380mm319.75mm。 6.1.2.2各轴段直径的确定 初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段第一段为最小端,故该段直径为32mm第二段的直径为3mm第为了设计的需要考虑安装密封装置设计第四段的直径为40mm五段安装轴承故该段直径为44mm第六段轴承的轴向定位查表选直径为50mm取第七段直径为32mm八段为蜗杆直径是蜗杆的顶圆直径为60mm九段直径和七段一样为32mm十段直径和六段一样十一段是安装轴承所以选直径为44mm十二、十三直径分别取值为40mm,38mm。 14 6.1.2.3各轴段长度的确定 第一段安装联轴器为了保证轴端挡圈只
23、压在半联轴器上而不压在轴的端面上故第一段的长度可取58mm第二段长度取51mm第三段取长度等于15mm第四段装端盖长为20 mm轴段五安装轴承所以长度为30mm第六段为定位轴段装长度为8mm第七段的长度为20第八段蜗杆长度为76 mm第九段长度与第七段的长度相同第十段为定位轴所以取长度为10mm第十一、三段分别取长度为33mm、30mm、20mm。 6.1.2.4 轴上零件的周向定位 为了保证良好的对中性与轴承内圈配合轴劲选用k6联轴器与轴采用A型普通平键联接键的型号为10*8 GB1096-2003。 6.1.2.5轴上倒角与圆角 为保证7208C轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面根据轴承手册的
24、推荐取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986轴的左右端倒角均为2*45。 6.1.3 求轴上的载荷 在确定轴承支点位置时查得30208圆锥滚子轴承的a=16.9mm因此做出简支梁的轴的跨距为192mm计算得出轴的弯矩和扭矩分别如下 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F 1HNF=2HNF=2tF=292 1VNF=697.465N 2VNF=115.695N 弯矩M HM=28032Nmm 1VM=66956.64Nmm 2VM=11106.64Nmm 总弯矩 1M=72587.77Nmm 2M=30152.12Nmm 扭矩 3T=14550Nmm 按弯扭合成应力校核轴的强度因为轴单向转动扭转切应力为脉冲循环变应力取=0.6轴的计算应力为 ac=22321)(WTM=2322)501.0()4350006.0(77.72587=21.67MPa 前面已选定轴的材料为45刚调质处理由表15-1查得1=60MPa因此 15 1所以安全。 6.2 装蜗轮的轴第二根的设计 6.2.1 求作用在蜗轮和齿轮上的力 已知蜗轮的分度圆直径为2d=2zmt=5341=205mm所以得2tF=222dT=N15.2234