机械设计基础课群(ⅱ)综合设计计算书

'目录目录1一、设计任务书：1二、机构系统的运动简图1三、电动机的选择3四、传动的运动参数、动力参数计算3五、传动零件的设计计算41)带传动的设计计算42.齿轮的设计计算6(4)高速齿轮轴的设计8(2)按扭转强度估算轴的直径8(3)确定轴各段直径和长度8(5)轴承支反力9(6)画弯矩图9受力图如下：10(5)低速轴的设计计算11(6)轴承寿命计算：13七．箱体结构设计14六、图纸16七、心得17八、参考文献1819 一、设计任务书：l带式输送机用减速器基本要求：运输机每天单班制工作工作，每天工作8小时，每年按300天计算，轴承寿命为齿轮寿命的1/3~1/4。使用年限8年。原始数据：运输带速度V（m/s）1.8　　运输带工作拉力F(N)1800　　卷筒直径D（mm）250l设计任务要求：1.减速器装配图纸一张（１号图纸）2.轴、齿轮零件图纸各一张（２号或３号图纸）3.设计说明书一份二、机构系统的运动简图19 一、电动机的选择减速箱输出功率：Pw=F*v/1000=3.24(kW)总效率：ŋ=ŋbŋr2ŋgŋc=0.96*0.99*0.99*0.98=0.912857299电机输入功率：Pd(KW)=Pw/ŋ=3.549295167所以选择电机：型号“Y112M-4“Pd(KW)：4转速nd（r*min-1）：1440二、传动的运动参数、动力参数计算∵鼓轮转速n（r*min-1）=v*60/(∏*D)=137.5796178∴总传动比i=nd/n=10.46666667则带传动和齿轮传动的传动比分配如下：令：带传动传动比i1=3.5则：齿轮传动比i2=2.99047619≈3ŋb——v带效率，0.96ŋrc——轴承效率，球轴承，一对0.99ŋg——齿轮啮合效率，0.99ŋc——联轴器效率（弹性柱销联轴器），0.98~0.99(1)计算各轴的转数：电机轴：nd=1440（r/min）高速齿轮轴：nⅠ=n电动机/i1=1440/3.5=411.43（r/min）低速齿轮轴：nⅡ=nⅠ/i1=1440/(3*3.5)=137.1（r/min）卷筒轴：nⅢ=nⅡ=137.1（r/min）(2)计算各轴的功率：电机功率：Pw=4高速齿轮轴：PⅠ=Pwŋb=4x0.96=3.84低速齿轮轴：PⅡ=PⅠ×ŋrc×ŋg=3.84×0.99x0.99　=3.76kw卷筒轴：PⅢ=PⅡ·ŋg·ŋc=3.76x0.99x0.98=3.65kwn=nd/i;P=Pw*ŋ;T=9550*P/n;总传动比i=nd/n=10.5带传动传动比i1=3.5齿轮传动比i2=2.99047619≈319 (1)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9.55×103·PI/nm=26.5N/m高速齿轮轴：Td=9.55×103·PI/nm=89.1N/m低速齿轮轴：Td=9.55×103·PI/nm=262N/m卷筒轴输入轴转矩：Td=9.55×103•PI/nm=254N/m得到各个轴的功率P(kW)；转速n(r/min)；与扭矩T(Nm)；P(W)n(r/min)T(Nm)电机4000144026528高速齿轮轴3840411.488242低速齿轮轴3760137.6224869卷筒轴3650137.1254249一、传动零件的设计计算1)带传动的设计计算1)计算名义传动功率Pc（kw）Pc（kw）=KAP；由P146表格8-7可得KA=1.2；又有P=4kW；Pc=4.8（kw）2)选择v带型号由电机选型可以得到转速：nd=1440（r*min-1）对照p147表8-7，可得v带型号为：A型。3)确定带轮基准直径dd1dd2由p147表8-8中选取两个倍数相差约为3.5的尺寸：100和355.由此得到：标准小带轮直径dd1(mm)=100标准大带轮直径dd2(mm)=3554)验算V带转速v由p147公式8-17v=πdd1n160×1000可得:带速v=7.536得到的带速位于5~25m/s之间，符合条件5)确定中心距a和带的基准长度Ld由公式8-180.得：7（dd1+dd2）《a0《2（dd1+dd2）318.5《a0《910选取在区间中间偏上部分选择a0=60019 p148公式8-19由几何关系计算基准长度初始值Ld0Ld0=2a0+π2dd1+dd2+(dd1+dd2)24a0Ld0=2023.34375;由p142表格8_3找到类似的Ld=2000；求中心距aa≈a0+Ld-Ld02得到：a≈588.328125amin=a-0.015Ld=558.328125amax=a+0.03Ld=648.328125a位于amin和amax之间，满足条件！1)验证小带轮包角由p148公式8-21得α1≈180°-dd2-dd1a×57.3°α1≈155.1643694∵α1>120°∴符合条件2)确定带的根数由公式8~22得Z=Pc[P0]=Pc(P0+∆P0)K∝Kl=3.39961641取带的根数是4，由表格8-9可知没有超过最多使用根数，符合条件。3)确定初拉力F0由p148公式8-23F0=500PcvZ2.5K-1+qv2得F0=572.7877681(N)又由FQ=2ZF0sin(a1/2)=1930.350046(N)得到带轮轴拉力FQ。2.齿轮的设计计算(1)选择齿轮材料、确定许用应力选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮、大齿轮均选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为230HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级19 (1)初选主要参数Z1=26，u=3Z2=Z1•u=26×3=78按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径d1≥确定各参数值l1载荷系数，取K=1.2l2小齿轮名义转矩T1=9.55×106×PI/n1=9.55×106×3.8016/411.4285714=88.242N•mm齿数比u=3许用应力(2)p1096-110.8-1.2选择一个数,得齿宽系数ψd=1则取两式计算中的较小值，即［σH］=513MPa于是d1≥62.24182259mm(3)确定模数m=d1/Z1≥62.24182259/26=2.393916254取标准模数值m=2.5(4)按齿根弯曲疲劳强度校核σFlim1=186MPaσFlim2=178MPa2000KTbdmYFS≤δFδF1=78.00980677MPa≪186MPaδF2=24.76206277MPa≪178MPa故满足齿根弯曲疲劳强度要求！(5)几何尺寸计算d1=m·Z1=2.5×26=65mm19 d2=m·Z2=2.5×78=195mma=m·(Z1+Z2)/2=3×(26+195)/2=130mm大齿轮宽度b2=ψd×d1=1×65=65mm圆整b2=65mm取小齿轮宽度b1=b2+5mm=70mm分度圆直径d65195基圆直径db49.8149.4齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.1253.125齿高h5.6255.625齿顶圆直径da70.65200.6齿根圆直径df58.75188.75齿距p7.857.85齿厚s3.9253.925齿槽宽e3.9253.925基圆齿距pb6.016.01中心距a130130b7065(1)高速齿轮轴的设计(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图）19 1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒6—密封盖7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅠ=3.802KW转速为nⅠ=411.43r/min根据教材P230（13-2）式，并查表13-2，取C=115d≥(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，圆整后取D1=Φ30mm，又联轴器长度L=60mm则第一段长度L1=60mm右起第二段直径取D2=Φ35mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度L2=80mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6009型轴承，其尺寸为d×D×B=45×75×16，那么该段的直径为D3=Φ45mm，长度为L3=30mm右起第四段，为定位轴肩,，取D4=Φ55mm，长度取L4=7mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ70mm，分度圆直径为Φ65mm，齿轮的宽度为70mm，则此段的直径为D5=Φ65mm，长度为L5=70mm右起第六段，为定位轴肩，取D6=Φ55mm19 长度取L6=7mm右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ45mm，长度L7=30mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向小齿轮分度圆直径：d1=65mm作用在齿轮上的转矩为：T1=88242N·mm求圆周力：FtFt=2T1/d2=2×88242/65=2715N求径向力FrFr=Ft·tanα=2715×tan200=2276.6NFt，Fr的方向如下图所示。(5)轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1357.57N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr×1/2=1138N(6)画弯矩图两支承之间的轴长L3+L4+L5+L6+L7=30+7+70+7+30=144mm取中间截面C在第四段剖面C处,距支承点距离为72mm。右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MH=RA×0.065=88Nm垂直面的弯矩：MV==RA’×0.065=74Nm合成弯矩：7)画转矩图：T=Ft×d1/2=2715×0.065/2=88.2375(8)画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6两轴承正中间的当量弯矩：右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Mca=126.7Nm有:［σ-1］=60MPa则：σe=Mca/W=Mca/(0.1·D43)=126.7×1000/(0.1×653)=13.24Nm<［σ-1］右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：19 σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=52×1000/(0.1×453)=5.706447188MPa<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。受力图如下：19 (1)低速轴的设计计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式（如图）1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—密封盖7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217~255HBS轴的输入功率为PⅡ=3.240kW转速为nⅡ=137.6r/min取C=118d≥(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ35mm，长度为60mm。右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ45mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=75mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6011型轴承，其尺寸为d×D×B=55×90×18，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=45右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为195mm，则第四段的直径取Φ65mm,齿轮宽为b=63mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ75mm,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=34mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向19 大齿轮分度圆直径：d1=195mm作用在齿轮上的转矩为：T1=224869.186N·mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=2×224869.186/195=2306N求径向力FrFr=Ft·tanα=2306.350626×tan200=1934NFt，Fr的方向如下图所示(5)轴承支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2=1153N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA’=RB’=Fr×1/2=967N(6)画弯矩图右起第四段剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MH=RA×0.062=89Nm垂直面的弯矩：MV=RA’×0.062=44.5Nm合成弯矩：画转矩图：T=Ft×d2/2=2306x195/2=224.835画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知Mca=183.01Nm,［σ-1］=60MPa则：σe=Mca/W=Mca/(0.1·D43)=183.01×1000/(0.1×653)=6.664Nm<［σ-1］右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：σe=MD/W=MD/(0.1·D13)=135×1000/(0.1×453)=14.8Nm<［σ-1］所以确定的尺寸是安全的。以上计算所需的图如下：19 (1)轴承寿命计算：由于使用的时支持圆柱齿轮，没有轴向力。所以P即轴承的支反力Fr。高速齿轮轴轴承寿命计算。”6009”n=411.4(r/min);Cr=21000;ft=1;fd=1;则支反力是切向力和法向力的合力F=F12+F22=(2276.6^2+2715^2)^(0.5)=3543N带入寿命公式中得：L10H1=10660n(ftCrfdP1)e=1000000/(60*411.4)*(21000/3543.2/1.3)^(10/3)=6365.786166(h)LMIN=8h*300天*8年=19200轴承寿命为齿轮寿命的1/3~1/4。低速齿轮轴轴承寿命计算“6011”n=137.6(r/min);Cr=30200;ft=1;fd=1;则支反力是切向力和法向力的合力F=F12+F22=(2276.6^2+2715^2)^(0.5)=2949.7N带入寿命公式中得：L10H1=10660n(ftCrfdP1)e=1000000/(60*411.4)*(21000/2949.7/1.3)^(10/3)=7279.224055(h)轴承寿命为齿轮寿命的1/3~1/4。轴承设计符合标准。键的设计与校核[6p]：60~90MPa带轮键的设计选择键的类型选用圆头普通平键。初选键的尺寸根据d=30，选择10mmx8mm键长为60-10=50mm，属于标准尺寸系列。强度校核键工作长度：l=L-b=50-10=40mm键的挤压应力为6p=4*T/(dhl)=4*88242/(30*8*40)=36.7675<[6p]带轮键的设计齿轮键的设计选择键的类型齿轮精度为819 ，故选用平键链接。由于齿轮在两支撑点之间故选用圆头普通平键。初选键的尺寸根据d=65，选择18mmx11mm键长为63-10=53mm，取键长度为50键工作长度：l=L-b=50-18=32mm键的挤压应力为6p=4*T/(dhl)=4*224869/(65*11*32)=39.31276224<[6p]键的设计符合要求。七．箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对称的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片由多片很薄的软金属制成，用于调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：p79减速箱设计中心距a13019 箱座壁厚4.25实际箱座壁厚68箱盖厚度3.6实际箱盖壁厚618箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱底座凸缘厚度b220地脚螺钉直径df16.68地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺钉直径d111.676箱盖与箱座连接螺栓直径d28.34连接螺栓d2的间距l150—200轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6dfd1d2至外箱壁距离c1221813dfd1d2至凸缘边缘距离距离c2201611轴承旁凸台半径R1201611凸台高度　外箱壁至轴承座端面距离l1473929大齿轮顶圆与内箱壁距离△1》9.6齿轮端面与内箱壁距离△2》8箱盖、箱座肋厚6.67210.842轴承端盖外径D2(+)33.3636.696轴承端盖凸缘厚度6.6728.0064轴承旁连接螺栓距离　19 一、图纸装配图低速轴19 大齿轮一、心得经过10天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足.在传动系统的设计时,面对功率大,传动比也大的情况,我一时不知道到底该如何分配传动比.这次我吸取了盲目计算的教训,在动笔之前,先征求了老师的意见,然后决定采用很好的对传动比进行了分配,也就是我的最终设计方案.至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到一周,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.整个作业过程中,我遇到的最大,最痛苦的事是最后的文档.   尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅复习了带传动以及齿轮的设计步骤与方法;也不仅仅对制图有了更进一步的掌握;auto cad ,word这些仅仅是工具软件,熟练掌握也是必需的.对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!经过这次课程，我学到的不仅仅是知识，还有很多人生的哲理。一开始我只是简简单单地翻了一下设计的说明，来就迫不及待的开始作图，忽略中的一些细小的过程和步骤，本以为会比别人快半拍。结果到了最后发现出现了一些没法调整的矛盾以及不合理的设计，而原因正是小觑了前期的设计过程。所以我明白一个道理，做什么事情都不能急于求成，欲速则不达，见小利则大事不成。做研究、搞设计就要一步一步扎扎实实的往下走，不能着急，更不能忽略细节。而后来我又过于忠于理论，没有把理论和实践相结合，导致走上了弯路，后来不得不刷夜开始画图，所以不论是太心急还是太忠于课本都是不对的，一定要将理论与实践相结合。回想一下，虽然每学期学校都安排了小学期实习19 ，但是没有一次像这样的课程设计能与此次相比，设计限定了时间长，而且是一人一个课题要求更为严格，任务更加繁多、细致、要求更加严格、设计要求的独立性更加高。要我们充分利用在校期间所学的课程的专业知识理解、掌握和实际运用的灵活度。在对设计的态度上的态度上是认真的积极的。   通过这几天的学习，给我最深的感受就是我的设计思维得到了很大的锻炼与提高。作为一名设计人员要设计出有创意而功能齐全的产品，就必须做一个生活的有心人。多留心观察思考我们身边的每一个机械产品，只有这样感性认识丰富了，才能使我们的设计思路具有创造性。      通过本次设计让我熟悉了设计的各个方面的流程，学会了把自己大学所学的知识运用到实际工作中的方法。从以前感觉学的许多科目没有实际意义，到现在觉得以前的专业知识不够扎实，给自己的设计过程带来了很大的麻烦。这堂课培养了我的的综合能力、自学能力，从而适应未来社会的需要与科学技术的发展需要。培养了自己综合的、灵活的运用的发挥所学的知识。   特别感谢我老师给我的悉心指导，还有其他老师给我在设计方面给予的帮助。我觉得通过这次设计，让我了解了设计的整个流程，在设计过程中发现了自己的不足和不少的漏洞让我自己能够在以后加以改正在今后的工作中能够更好的发挥在大学所学到的知识，在我能够在以后的分工作中做的更好。 一、参考文献《机械基础设计实践》《机械设计基础》19 19'