7课程设计说明书

机械设计课程设计说明书设计题目：专业：机械设计制造及其自动化姓名学号指导教师：年月日目录计算及说明主要结果一、设计原始数据见任务书二、电动机的选择：1．电动机所需功率dP：))(1055.9(6maxkWnTPd式中，为传动装置的总效率，maxT为曲柄轴上的最大转矩)(mmN，可由下式计算：V带传动效率96.01，轴承传动效率985.02，齿轮传动效率97.03，联轴器传动效率99.04，则传动装置总效率：))(1055.9(6maxkWnTPd综上，选择电动机（型号），额定功率，额定转速；三、传动比分配：电动机满载转速；那么，机构总传动比；取V带传动传动比；则高速齿轮传动比1i与低速齿轮传动比2i为9619075.10021iiii又因为25.121ii则，四、V带设计：1.普通V带型号12.8675FkN8.0644()sFkNmax11.7957()FkN96.01,985.0297.03,99.040.84177电动机计算及说明主要结果6.初拉力7.作用在轴上的载荷五、传动装置的运动和动力参数：1.各轴转速Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴2.各轴输入功率Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴3.各轴输入转矩电动机的输出转矩：Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴Ⅰ-Ⅲ轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率；运动和动力参数计算结果整理于下表：min9601rn43.84763i40i70167.31i96134.22i轴名效率)(kWP转矩)(mNT转速n(min)r传动比i效率输入输出输入输出电机轴Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴计算及说明主要结果六、齿轮的传动计算Ⅰ.高速级齿轮（一）选择材料，确定许用应力1．材料2．确定许用弯曲应力F[](1)总共作用时间ht由已知，总共作用时间(2)寿命系数YN由式弯曲应力循环次数由图，取寿命系数(3)弯曲疲劳极限limF由图，取极限应力(4)尺寸系数XY估计模数，由图,取尺寸系数(5)安全因数FS参照表1，取安全因数1.5FS＝(6)计算许用弯曲应力F[]由式(),3.确定许用接触应力[]H(1)寿命系数NZ接触应力循环次数，由图，取接触强度计算的寿命系数，(2)接触疲劳极限lim[]H由图，取极限应力(3)安全因数HS参照表，取安全因数(4)许用接触应力[]H由式及，许用接触应力（二）选择齿数，齿宽系数及精度等级计算及说明主要结果（1）初取齿数初取小齿轮齿数,则大齿轮齿数圆整取（2）选择齿宽系数及精度等级取齿宽系数，初估小齿轮直径，则齿宽取大齿轮齿宽齿轮圆周速度选6级精度等级（三）确定载荷系数（1）使用系数AK由表取（2）动载系数VK由取（3）齿向载荷分布系数K由图取（4）齿间载荷分配系数HFKK、由齿轮切向力及条件查表取（5）计算HFKK、由式(载荷系数1.375HFAVHKKKKKK（四）重合度计算初估螺旋角（可以直齿），依据式及表公式可求得（1）端面重合度（2）纵向重合度（3）总重合度（五）齿根抗弯疲劳强度计算（1）齿形系数12FaFaYY、当量齿数查图1，取（2）应力修正系数由图，取（3）重合度系数Y端面压力角计算及说明主要结果基圆螺旋角由式可得当量齿轮端面重合度于是，由式（）可得重合度系数（4）螺旋角系数Y查图，取（5）由齿根抗弯疲劳强度条件求模数nm由于故由式（，为满足齿根抗弯疲劳强度条件，则需使模数取标准模数（六）确定主要参数（1）中心距a初算中心距圆整取（2）螺旋角满足几何条件的螺旋角（3）验算传动比误差实际齿数比传动比误差满足使用要求（4）计算分度圆直径与初估1d相差不大（5）齿轮宽度12bb、取大齿轮齿宽小齿轮齿宽（七）齿面接触疲劳强度验算（1）弹性系数EZ查表（2）节点区域系数HZ查图（3）重合度系数Z由式）计算及说明主要结果（4）螺旋角系数Z由式（18-27），cos0.9895Z（5）校核齿面接触疲劳强度由式，齿面接触应力故，齿面接触疲劳强度足够；（八）齿面静强度验算（1）确定许用接触应力参照表，取静强度安全因数1.3HS；由图18-21，取寿命系数；于是由式（18-22），许用接触应力（2）校核齿面静强度根据过载条件1max12TT，由式（18-22），齿面最大接触应力齿面静强度足够（九）齿根抗弯静强度验算（1）确定许用接触应力max[]F参照表18-11，取静强度安全因数2FS；由图18-25，取寿命系数122.5NNYY；于是由式（18-23），许用接触应力2max22.51.5[][]420787.512NFFFNFYSYS（2）计算齿根弯曲应力由式（18-18），及11222.781.562.221.750.010.00925420420FaSaFaFaFFYYYY1max1114221.3759.8688102.781.560.685331.7827452FFFaSanKTYYYbdmMPa（3）求最大弯曲应力并校核强度由式（18-22），最大弯曲应力1maxmaxmax1max11331.782438[]1.51.01FFAVFTTKKMPa计算及说明主要结果静强度满足要求Ⅱ.低速级齿轮（同高速级）七、减速器机体的尺寸设计机座壁厚度：0.02513036.25;8;mm取机盖壁厚度：110.0230.0213035.6;8;ammmm取机座凸缘厚度：1.51.5812bmm机盖凸缘厚度：111.51.5812bmm机座底凸缘厚度：212.52.5820bmm地脚螺钉直径：0.036120.0361301215.68;16ffdammdmm取地脚螺钉数目：4n轴承旁联接螺栓直径：11d0.750.751612;d12fdmmmm取机盖与机座联接螺栓直径：22(0.50.6)(0.50.6)16810.6;10fdddmm取联接螺栓2d间距：150200lmm轴承端盖螺钉直径：33(0.40.5)6.48;8fddmmdmm取窥视孔盖螺钉直径：44(0.30.4)4.86.4;6fddmmdmm取定位销直径：2(0.70.8)78;8ddmmdmm取fd1d2d至外壁距离：122,18,16;cfd1d2d至凸缘边缘距离：220,16,14;c轴承旁凸台半径：1216Rcmm计算及说明主要结果轴承旁凸台高度：60hmm外机壁至轴承座端面距离：112(812)52lccmm大齿顶圆与内机壁距离：111.29.6;10mmmm取齿轮端面与内机壁距离：228;10mmmm取机盖机座肋板厚度：1110.850.8586.8;7mmmmmm取220.850.8586.8;7mmmmmm取233(55.5);(8)Ddd轴承孔直径3(11.2)89.6;8tdmmtmm轴承端盖凸缘厚度：取2轴承旁联接螺栓距离:sD地脚沉头座直径：40mm十二、轴的设计由式（20-2）各轴的直径6339.55100.2[]TPPdCnn，查表20-3，对于40Cr材料的轴C=106-98。轴上有键槽时，会削弱轴的强度。对于直径100dmm的轴，单键时轴径增大5%-7%，双键时增大10%-15%，故中间轴各轴段设计：1.各段轴的直径轴段1为轴承径，其直径应符合轴承内径标准，且31.4dmmⅡ，由此选定35dmm1。因此，轴承代号为32007。12345计算及说明主要结果轴段2与齿轮配合，且便于安装dd21，取其标准系列40dmm2轴段3为定位轴肩，轴肩高度取2.5hmm，则32240545ddhmm轴段4与齿轮配合，440dmm轴段5为轴承径，直径与1d相同2.各段轴的长度轴段2的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=62mm，取轴段2的长度略小于轮毂宽度260lmm轴段1的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：1181010240lmm轴段3为两轴间位置取3310lmm轴段5的长度由轴承宽度，和实际位置尺寸确定：4181010240lmm轴段4的长度取决与轮毂宽度。轮毂宽度l=44mm，取轴段4的长度略小于轮毂宽度442lmm十三、键的选择及强度校核（一）连接带轮处1.确定键的类型和尺寸带轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通平键。由设计手册查得当轴径25dmm时，键取为87bh。参照带轮轮毂宽度040lmm，及普通平键的长度系列，取键长32Lmm。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）2[]ppTdlk式中49.868810TNmm25dmm计算及说明主要结果32824lLbmm0.50.573.5khmm由表15-1查取许用挤压应力为[]110pMPa故429.86881093.99[]25243.5ppMPa，满足强度要求（二）.Ⅱ轴大轮处1.确定键的类型和尺寸6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径40dmm时，键取为128bh。参照齿轮轮毂宽度044lmm，及普通平键的长度系列，取键长39Lmm。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）2[]ppTdlk式中53.4903610TNmm40dmm391227lLbmm0.50.584khmm由表15-1查取许用挤压应力为[]110pMPa，此处用双平键，按1.5倍强度计算[]1.5[]1.5110165ppMPa故523.4903610161.6[]40274ppMPa，满足强度要求（二）.Ⅲ轴大轮处1.确定键的类型和尺寸6级精度的齿轮要求一定的对中性。由于是静连接，选用A型普通双平键。由设计手册查得当轴径60dmm时，键取为。参照齿轮轮毂宽度060lmm，及普通平键的长度系列，取键长55Lmm。2.强度验算因是静连接，故只验算挤压强度，由式（15-1）式中平键，按1.5倍强度计算计算及说明主要结果[]1.5[]1.5110165ppMPa故529.8756610161.76[]60375.5ppMPa，满足强度要求十四、轴承寿命计算及静强度由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。（一）两轴承所受径向载荷由上，轴强度的计算知（二）计算轴承所受的轴向载荷1.计算内部轴向力轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力2RSFFY，则111()1.2(0.468301.53460)9506.4PRAPfXFYFN轴承Ⅱ2226200.337870ARFeF故1,0XY,则221.278709444PRPfFN(四)寿命计算因寿命高于43800h，故满足寿命要求。十五、轴的强度校核1．画轴的空间受力图将齿轮所受载荷简化为集中力，并通过轮毂中截面作用于轴上。轴的支点反力也简化为集中力通过载荷中心作用于轴上；2．作垂直平面受力图和水平平面受力图，求出作用于轴上的载荷齿轮II切向力：3．作出垂直平面弯矩和水平平面弯矩图垂直平面弯矩：截计算及说明主要结果十六连轴器十七润滑十八参考文献《机械原理与机械设计》上册、下册主编：张策副主编：陈树昌孟彩芳机械工业出版社《新编机械设计课程设计图册》主编：陈铁鸣高等教育出版社《机械设计课程设计指导书》（第二版）主编：龚桂义高等教育出版社《机械设计手册》