89机械设计课程设计

机械设计课程设计姓名：莫尧班级：机械1004学号：1012110432指导教师：汤迎红成绩：日期：年月目录一.引言…………………………………………………………3二.设计任务…………………………………………………….3三.拟定传动方案……………………………………………….4四.电动机的选择及功率的计算……………………………….5五.传动比的分配及参数的计算……………………………….6六.齿轮传动的计算…………………………………………….7七.轴的设计及校核…………………………………………….17八.键的校核…………………………………………………...24九.轴承的寿命的校核………………………………………...25十.选择联轴器………………………………………………….29十一.传动零件及轴承的润滑、密封的选择……………….....29十二.设计心得………………………………………………..32十三.参考文献…………………………………………………………32第一章引言机械设计课程是培养学生机械设计能力的技术基础课。机械设计课程设计是机械设计课程的重要实践教学环节，其基本目的是：1）通过课程设计，综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识，培养分析和解决实际问题的能力，掌握机械设计的一般规律，树立正确的设计思想；2）学会从机器功能的要求出发，合理选择执行机构和传动机构的类型，制定传动方案，合理选择标准部件的类型和型号，正确计算零件的工作能力，确定其尺寸、形状、结构及材料，并考虑制造工艺、使用、维护、经济和安全等问题，培养机械设计能力；3）通过课程设计，学习运用标准、规范、手册、图册和查阅科技文献资料以及计算机应用等，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。在本课程设计中用计算机绘图或手工绘图都能达到以上要求，但是由目前发展趋势应尽量采取计算机绘图。第二章设计任务2﹑1课程设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动装置如下图所示。图1-1带式传输机传动机构示意图2﹑2课程设计的原始数据原始数据如表1-1表1-1设计的原始数据滚筒圆周力（N）运输带转速(m/s）运输带滚筒直径（mm）24002.63502、3工作条件常温下连续工作，单向运转，空载启动，工作载荷平稳，一班制每班8小时。减速器设计寿命8年大修期2~3年，输送速度V的误差为±5%，三相交流电源380v/220v.1﹑4参考文献资料【1】机械设计第八版/濮良贵，纪名刚主编。—高等教育出版社【2】机械设计课程设计手册/吴宗泽，高志，罗圣国，李威主编。—高等教育出版社第三章带式传动机传动系统设计方案拟定传动系统方案（如图）：1.电机2.联轴器3.齿轮传动4.联轴器5.卷筒6.运输带图1-2带式传动系统示意图第四章电动机的选择及功率的计算4.1电动机的选择4.1.1选择电动机的类型按工作要求选用Y132m-4系列三相异步电动机，它为卧式结构，电压380V。4.1.2选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：24002.66.2410001000wFVPkw电动机所需要的功率dp为：wdpp242联轴器轴承齿轮卷筒由1表2-5确定各部分效率为：=0.99联轴器=0.99轴承球轴承=0.978齿轮级齿轮精度=0.96卷筒242=0.990.990.970.96=0.850电动机所需功率为：0.64=7.340.85wdPPkw因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。选电动机1324MY，7.5edPkw。4.1.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速：6010006010002.6141.95minmin350wvrrnD选取电动机型号1324MY其主要参数表如下：同步转速额定功率满载转速起步转矩额定转矩最大转矩额定转矩-1minkw-1min15007.514402.22.3第五章传动比的分配及参数的计算5.1总传动比w1440=10.14141.95mwnin5.2分配传动装置各级传动比高速级传动比为12i，低速级的传动比为34i121.33.63wii341210.142.793.63wiii5.3传动装置的运动和动力参数计算5.3.1I轴高速轴/电动机轴11440/minmnn1=7.340.99=7.26dppkw联轴器1117.269550955048.15.1440pTNmn5.3.2II轴中间轴12121440396.69min3.63nrni21=7.260.990.976.97ppkw轴承齿轮2226.9795509550167.80.396.69pTNmn5.3.3III轴低速轴2334396.69142.18min2.79nrni32=6.970.990.97=6.69kwpp轴承齿轮3336.6995509550449.36.142.18pTNmn将上述计算结果列表2-1中，以供查询表2-1传动系统的运动和动力参数参数I轴高速轴II轴中间轴III轴低速轴minnr转速1440396.71142.2kwP功率7266.976.69.mTN转矩48.15167.8449.36i传动比3.632.79第六章齿轮传动的计算6.1斜齿轮传动6.1.1选精度等级，材料及齿数。1.选择材料及热处理方法选中碳钢：45钢热处理方法：小齿轮调制处理280HBS大齿轮调制处理240HBS硬度差=280-240=40HBSHBS2选小齿轮数1=20Z，大齿轮数2112i=203.63=72ZZ3选取螺旋角.初选螺旋角=156..1.2按齿面接触强度设计根据4按式10-21试算即2t131td2u1duHEHKTZZ1确定公式内各计算值.试选t=1.8K12u=i=3.61=48.15N.mT由4图10-30选取区域系数=2.425HZ由4图10-26查得1=0.752=0.85则有12=+=1.6查4表10-7选取齿宽系数d=1由4表10-6查得材料弹性影响系数12=189.8aEZMP由4图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600aHMP大齿轮的接触疲劳强度极限lim2=550aHMP由5式10-13计算应力循环次数911h=60ni=60144012830015=6.220810NL9926.220810==1.728103.6N由4图10-19查得接触疲劳系数1=0.92HNK，2=0.94HNK对接触疲劳强度计算，点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果，故可取1S.按10-12计算接触疲劳许用应力：1lim11==0.92600=552aHNHHKMPS2lim22==0.94550=517aHNHHKMPS许用接触应力：12552517==534.522HHHMPa2.计算①试计算小齿轮分度圆直径1td.233121.848.15103.612.425189.849.2211.63.6534.5tdmm②计算圆周速度.1149.2214403.71601000601000tdnmVs③计算齿宽b及模数nm.1149.2249.22dtbdmm11cos49.22cos152.3720tndmZ2.252.252.375.33nhm49.229.235.33bh④计算纵向重合度10.318tan0.318120tan151.70dZ⑤计算载荷系数k.由4表查得载荷系数1AK又根据3.71mvs，8级精度，由4图108查得系数1.15VK由表104查得1.45HK由图1013查得1.40FK由4表103查得1.4HFKK故载荷系数11.151.41.452.33AVHHKKKKK⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径.由5式1010a得33112.3349.2253.65531.8ttkddmmk⑦计算模数1cos53cos152.55820tndmmmZ6.1.3按齿根弯曲强度设计.由4式1017213212FSndFKTYCOSYYmZ1.确定计算参数①计算载荷系数2.254AVFFKKKKK根据纵向重合度1.70从4图1028查得螺旋角影响系数0.87Y②计算当量齿数.11332022.22coscos15VZZ22337280coscos15VZZ③查取齿型系数和应力校正系数.由4表105查得12.80FY22.23FY11.55SY21.76SY④计算大小齿轮的FSFYYS并加以比较.1）.由图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限2380FEMPa2）.由4图1018查得弯曲疲劳寿命系数10.87FNK,20.89FNK3）.计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数1.4S由4式1012得：1110.87500310.711.4FNFEFKMPaS2220.89380241.571.4FNFEFKMPas所以1112.81.550.013968310.71FaSaFYY2222.231.760.016247241.57FaSaFYY比较得大齿轮值大.2.设计计算：212232122cosFSndFKTYYYmZ23322.3348.15100.87cos150.016247120201.61.66nmmm11cos53.65cos1520.252.558ndZm取120Z则213.62072ZUZ6.1.4几何尺寸计算1计算中心距1220722.558119.112cos2cos15nZZma将中心距圆整为119mm.2按圆整后的中心距修正螺旋角.12'20722.5arccosarccos14.9022119nZZma3计算大小齿轮分度圆直径.11'202551.74coscos14.90nZmdmm22'722.5186.26coscos14.90nZmdmm4计算齿轮宽度.1151.7451.74dbdmm圆整后得：252Bmm，157Bmm6.2斜齿轮传动6.2.1选精度等级，材料及齿数.1.选择材料及热处理方法选中碳钢：45钢热处理方法：小齿轮调制处理280HBS大齿轮调制处理240HBS硬度差=280-240=40HBSHBS2.选小齿轮齿数322Z,则大齿轮齿数4334222.79ZZi即大齿轮齿数462Z3初选螺旋角156.2.2按齿面接触强度设计.按4式1021试算，即223321()tHEtdHKTZZudu1确定公式内各计算值试选1.8tK342.8ui由4图10-30选取区域系数=2.425HZ由4图10-26查得3=0.764=0.87则有34=+=1.63查4表10-7选取齿宽系数1d由4表10-6查得材料弹性影响系数12=189.8aEZMP由4图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1=600aHMP大齿轮的接触疲劳强度极限lim2=550aHMP由5