机械设计课程设计(兰州交大版).docx

机械设计课程设计（兰州交大版）系另Ij:专业:学生姓名:学号:指导教师:职称:第一部分设计任务书4第二部分传动装置总体设计方案5第三部分电动机的选择53 .1电动机的选择54 .2确定传动装置的总传动比与分配传动比6第四部分计算传动装置的运动与动力参数7第五部分齿轮传动的设计95.1高速级齿轮传动的设计计算95.2低速级齿轮传动的设计计算16第六部分开式齿轮传动的设计23第七部分传动轴与传动轴承及联轴器的设计277. 1输入轴的设计287.2 中间轴的设计327.3 输出轴的设计38第八部分键联接的选择及校核计算448. 1输入轴键选择与校核448.2 中间轴键选择与校核448.3 输出轴键选择与校核44第九部分轴承的选择及校核计算459. 1输入轴的轴承计算与校核459.2 中间轴的轴承计算与校核469.3 输出轴的轴承计算与校核46第十部分联轴器的选择4710. 1输入轴处联轴器4810.2输出轴处联轴器49第十一部分减速器的润滑与密封4911. 1减速器的润滑4911.2减速器的密封50第十二部分减速器附件及箱体要紧结构尺寸51设计小结53参考文献54第一部分设计任务书一、初始数据设计展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器，初始数据F=15000N,V=0.26ms,D=450mm,设计年限（寿命）：10年，每天工作班制（8小时/班）：2班制，每年工作天数：300天，三相交流电源，电压380/220V。二.设计步骤1 .传动装置总体设计方案2 .电动机的选择3 .确定传动装置的总传动比与分配传动比4 .计算传动装置的运动与动力参数5 .齿轮的设计6 .开式齿轮的设计7 .轴的设计8 .滚动轴承与传动轴的设计9 .键联接设计10 .箱体结构设计11 .润滑密封设计12 .联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案一.传动方案特点1构成：传动装置由电机、减速器、开式齿轮与工作机构成。2 .特点：齿轮相关于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3 .确定传动方案：选择电动机-展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动-工作机。二.计算传动装置总效率a=i2243245=O.992×0.994×0.972X0.95X0.96=0.808为联轴器的效率,2为轴承的效率,3为齿轮传动的效率,4为开式齿轮传动的效率，中为工作装置的效率。第三部分电动机的选择3.1电动机的选择圆周速度V：v=0.26ms工作机的功率pw:FXV15000X0.26PW=1000=-1000-=39w电动机所需工作功率为:Pd=阳=血=4.83KW执行机构的曲柄转速为：60×1000V60×1(MM)×0.26n=×D=11"min经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为io=26,二级圆柱齿轮减速器传动比i=840,则总传动比合理范围为ia=16240,电动机转速的可选范围为nd=iaXn=(16X240)X11=176-2640rmino综合考虑电动机与传动装置的尺寸、重量、价格与减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速n=9607min,同步转速IooOr/min。电动机要紧外形尺寸：中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸H1XHDAXBKDXEFXG132mm515X315216X17812mm38X8010X333.2确定传动装置的总传动比与分配传动比(1)总传动比：由选定的电动机满载转速n与工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:ia=nmn=96011=87.27(2)分配传动装置传动比:ia=io×i式中分别为开式齿轮传动与减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取io=5,则减速器传动比为：i=iaio=87.275=17.5取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为：i2=13i=1.3×17.5=4.77则低速级的传动比为：i17.5123i124.77367第四部分计算传动装置的运动与动力参数(1)各轴转速：输入轴：=nm=960=960r/min中间轴：n=ni12=960/4.77=201.26r/min输出轴：n1=ni23=201.26/3.67=54.84r/min小开式齿轮轴：nv=n=54.84r/min(2)各轴输入功率：输入轴：P1=PdX3=4.83X0.99=4.78KW中间轴：P=P×2=4.78×0.99×0.97=4.59KW输出轴：Pm=Pn×2=4.59X0.99X0.97=4.41KW小开式齿轮轴：Piv=Pm×.2=4.41×0.99X0.99=4.32KW则各轴的输出功率：输入轴：Pi=PiX0.99=4.73KW中间轴：Pn=PuX0.99=4.54KW中间轴：Pm'=P×0.99=4.37KW小开式齿轮轴：Pv'=PivX0.99=4.28KW(3)各轴输入转矩：输入轴：T=Td×电动机轴的输出转矩：因此:输入轴：T=Td×=48.05X0.99=47.57Nm中间轴：T=T×i12×2×3=47.57X4.77X0.99X0.97=217.9Nm输出轴：Tm=T×i23×2×3=217.9X3.67X0.99X0.97=767.95Nm小开式齿轮轴：Tiv=Tm×2=767.95X0.99X0.99=752.67Nm输出转矩为：输入轴：Ti'=TiX0.99=47.09Nm中间轴：Tn=T×0.99=215.72Nm输出轴：Tm=TmX0.99=760.27Nm小开式齿轮轴：T=TvX0.99=745.14Nm第五部分齿轮传动的设计5.1高速级齿轮传动的设计计算1选精度等级、材料及齿数(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。(2)通常工作机器，选用8级精度。(3)选小齿轮齿数z=22,大齿轮齿数Z2=22X4.77=104.94,取Z2=105。(4)初选螺旋角=14°。(5)压力角=20oO2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即1)确定公式中的各参数值。试选载荷系数Khi=1.6o计算小齿轮传递的转矩Ti=47.57N/m选取齿宽系数6d=1。由图查取区域系数Zh=2.44。查表得材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa172o计算接触疲劳强度用重合度系数Z,。端面压力角：at=arctan(tanancos)=arctan(tan20ocos14o)=20.561°an=arccoszcost(z+2han*cos)=arccos22×cos20.561°/(22+2×1Xcos14o)=30.647oat2=arccosz2cost(z2+2han*cos)=arccos105×cos20.561°/(105+2×1Xcos14o)=23.178o端面重合度：=z1(tanaat1-tan)+z2(tani2-tan)2n=22×(tan30.647o-tan20.561o)+105×(tan23.178o-tan20.561o)21.647轴向重合度:印=dZtan/=1×22×tan(14o)/=1.746重合度系数:4-1.647,、1.746-(1-1.746)+-=0.689由式可得螺旋角系数Zp=yjcosB=cos14=0.985计算接触疲劳许用应力h查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为QHIimi=600MPa、Him2=550MPa。计算应力循环次数:小齿轮应力循环次数：N=60nkth=60×960×1×10×300×2×8=2.76×IO9大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=Nu=2.76×1094.77=5.8×IO8查取接触疲劳寿命系数：KHN1=O.87、Khn2=0.9o取失效概率为1%,安全系数S=I,得：kHNI°H1im11n=Q_0.87X600=522MPaKHN20H1im2Ch2=Q_0.9X550=495MPa取OHh与OH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即oh=qh2=495MPa2)试算小齿轮分度圆直径3/2X1.6X47.57义Iooo4.77+1(2.44X189.8X0.689X0.98512'IX4.77X1495)-42.028mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度Vd1tn1×45.039X960V=911m/s60×100060×1000皿齿宽bb=ddjt=1×42.028=42.028mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA=125。根据v=2.11m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=1.12。齿轮的圆周力F1=2Td1=2×1000X47.57/42.028=2263.729NKAFti/b=1.25×2263.729/42.028=67.33N/mm<100N/mm查表得齿间载荷分配系数KHa=I.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.4510则载荷系数为：Kh=KAKVKHaKHP=1.25×1.12×1.4×1.451=2.8443)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径3/IVH3/2844di=dhA/=42.028×=50.911mmKHt及相应的齿轮模数mn=dcosz=50.911×cos14°/22=2.245mm模数取为标准值m=2mm。3 .几何尺寸计算(1)计算中心距(z1+z2)mn(22+105)×2"2coSB=2XCOS14。=130.884mm中心距圆整为a=130mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角(z1+z2)mn(22+105)×2=arccosF=arccos-r-=12,339°即：=12°20,20(3)计算大、小齿轮的分度圆直径22X2CoSI2.339°45.039mmz.m1ndi=-COSP105X2aao=214.96mmcos12.339ZCm2nd2=COSP(4)计算齿轮宽度b=d×d=1×45.039=45.039mm取b2=46mm、bi=51mm04 .校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件2iFaSas2)OF=Qf,mZ1dn11)确定公式中各参数值计算