機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)

1、 機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)課程設(shè)計(jì)說(shuō)明書 指導(dǎo)教師： 尹麗娟 班級(jí)： 機(jī)制 122 學(xué)號(hào)： 姓名： 姚瑤 目 錄一、傳動(dòng)方案擬定二、電動(dòng)機(jī)選擇三、計(jì)算總傳動(dòng)比并分配各級(jí)傳動(dòng)比四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)選擇五、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算及校核六、軸及其上零件的設(shè)計(jì)計(jì)算校核七、齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)八、減速器附件的選擇九、設(shè)計(jì)小結(jié)十、參考資料一、傳動(dòng)方案擬定題目七：雞舍鏈板式喂飼機(jī)的傳動(dòng)裝置工作條件：雙班制，連續(xù)單向轉(zhuǎn)動(dòng)。載荷平穩(wěn)，驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)速誤差允許5%。注意飼料的工業(yè)污染問(wèn)題原始數(shù)據(jù)：驅(qū)動(dòng)輪工作功率Pw=1.6kW;飼鏈移動(dòng)速度V=0.55m/s; 驅(qū)動(dòng)輪直徑D=160mm；計(jì)算工作轉(zhuǎn)速：65.6r/min方案一：一級(jí)帶傳動(dòng)+

2、一級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)帶傳動(dòng)用于高速機(jī)，雖然傳動(dòng)平穩(wěn)，可緩沖吸振，過(guò)載保護(hù)，但是結(jié)構(gòu)較大，不宜使用；方案二：二級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)結(jié)構(gòu)尺寸小，傳動(dòng)效率高，而且適應(yīng)性強(qiáng)，安裝及維護(hù)也很方便。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇：Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）傳動(dòng)裝置的總功率：總=3軸承2齒輪2聯(lián)軸器=0.9730.9820.992=0.85(2)電機(jī)所需的工作功率：P工作=P/總=1.60.85=1.88kW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和減速器的傳動(dòng)比，選擇n=960r/min。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)

3、為Y132S-6。其主要性能：額定功率：3kW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0 Nm，質(zhì)量63kg。三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：is=96065.6=15.22、分配各級(jí)傳動(dòng)比根據(jù)指導(dǎo)書，取i1=3.6，i2=4.3四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI= 960r/minnII=nI/i1=960/3.6r/min=223r/minnIII=nII/i2=223/4.3r/min=62r/min2、計(jì)算各軸的功率（kW）PI=P工作聯(lián)軸器=1.890.992kW=1.85kWPII=PI軸承齒輪=1.850.990.96kW=1.76kWP

4、III=PII軸承齒輪=1.760.990.96=1.67kW3、計(jì)算各軸扭矩（Nm）TI=9.55106PI/nI=18.4NmTII=9.55106PII/nII=74.5NmTIII=9.55106PIII/nIII=257.2Nm五、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算校核（一）高速傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)i=3.6 n=960r/min P=1.85kW1）選擇材料及確定許用應(yīng)力小齒輪：40CrNi調(diào)質(zhì)，齒面硬度255HBS，Hlim1=500Mpa，F(xiàn)E1 =330Mpa大齒輪：45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度215HBS，Hlim2=450Mpa，F(xiàn)E2 =315Mpa（課本表11-1）由課本表11-5，取SH=1.1，

5、SF=1.25設(shè)齒輪按8級(jí)精度制造。取載荷系數(shù)K=1.2（課本表11-3），齒寬系數(shù)d=1.0（課本表11-6），小齒輪上的轉(zhuǎn)矩T1=18400 Nmmd1=52齒數(shù)取z1=25，則z2=303.6=120 實(shí)際傳動(dòng)比i=3.6，誤差為0%，符合要求。模數(shù)m=2齒寬 b=dd1=0.852mm=41.6mm，取b2=45mm，b1=50mm。中心距 a=(Z1+Z2)m/2cos=140 mm3） 驗(yàn)算輪齒彎曲強(qiáng)度由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度. (二)低速傳動(dòng)齒輪設(shè)計(jì)1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速

6、不高，材料按表7-1選取，都采用45號(hào)鋼，鍛選項(xiàng)毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。齒輪精度用8級(jí)，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動(dòng)，失效形式為占蝕，考慮傳動(dòng)平穩(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=343.7=1042.設(shè)計(jì)計(jì)算。（1） 設(shè)計(jì)準(zhǔn)則，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算，再按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核。（2）按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)，由式（7-9） T1=9.55106P/n=9.551065.20/148= Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 HILim=230 HILin=

7、210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計(jì)算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 將有關(guān)值代入式(7-9)得 則V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)m/s=0.19m/s 查圖7-10得Kv=1.0

8、5 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得K=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm(3) 計(jì)算幾何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取b2=85mm b1=b2+10=953.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強(qiáng)度.總結(jié)：高速級(jí) z1=25 z2=110 m=2 低速級(jí) z1=35 z2=1

9、25 m=2五、軸的設(shè)計(jì)與校核已知條件：I軸的輸入功率PI=10.89kW 轉(zhuǎn)速nI=960.3 r/min 輸入轉(zhuǎn)矩T=109.39 Nm 齒輪1的直徑d1=75mm（一）軸I的設(shè)計(jì)1.初步確定軸的最小直徑dmin根據(jù)材料力學(xué)知識(shí)，由軸所受扭矩的大小，初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表14-2 查取C=115，代入公式(14-2)又鍵槽處軸的直徑要加大4%5%。則因聯(lián)軸器是標(biāo)準(zhǔn)件，為了使所選的軸徑d1與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。要求軸徑dmind 半聯(lián)軸器孔徑。工作情況系數(shù)取KA=1.5， 選擇型號(hào)TL6的聯(lián)軸器，Tn=250 Nm，許用轉(zhuǎn)速n=

10、3800r/min，軸孔直徑d（H7）=32mm， L=82mm，D=160mm，A=45mm，m=10.36kg。2. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案考慮軸上零件的固定和定位，以及裝配順序。如圖1所示(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，d1=d半聯(lián)軸器孔徑=32mm；和軸段需一定位軸肩，故d2= d1+2h(h 為定位軸肩的高度，h0.07d)=35mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故軸段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，即L1= L(23)mm=80mm；軸承蓋其參數(shù)為內(nèi)徑d2

11、=35mm，寬度b=37mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。根據(jù)工作載荷的大小、方向等限制條件，初選出軸承的型號(hào)6308深溝球軸承（其參數(shù)為d=40mm，D=90mm，B=23mm，安裝尺寸damin=48mm，基本額定載荷Cr=40.8kN，C0r=24.0kN）。參照工作要求并根據(jù)d2，確定第段d3=40mm。取軸套長(zhǎng)度為15mm，則L3=B+12=38mm。由于同一軸上的軸承盡量選用相同型號(hào)，所以第段的直徑d7=d3=40mm，長(zhǎng)L7=B=23mm（砂輪越程槽2mm）。齒輪的右端與右軸承采用套筒定位。取齒輪距箱體內(nèi)壁之間的距離為a=10mm，兩齒輪之間的距離為c=15mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在

12、確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=6mm，d6=44mm，L6=a+s+(23mm)=10+5+2-3mm=17mm已知齒輪輪轂的寬度為b1=75mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂的寬度，故L5=b1(23mm)=73mm。d5=46mm。d4=50mm L4=b3+a+c=140+10+15mm=165mm（二）軸I的強(qiáng)度校核 齒輪1的受力分析：切向力 徑向力求垂直面的支承反力（假設(shè)齒輪I逆時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)）解得FIV2=N解得FIV1=N求水平面的支承反力（Ft1運(yùn)動(dòng)方向相反，垂直紙面向外）解得FIH2=N解得FIH1=637N垂直面的彎矩水平面的彎矩合成彎矩（考慮最

13、不利的情況，將最大值帶入）由軸傳遞的轉(zhuǎn)矩危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩（考慮最不利的情況，取最大值）校核軸軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表14-3得按彎扭組合強(qiáng)度校核軸危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度： d=46mm，安全。（三）軸承I的校核軸承代號(hào)6308，Cr=40.8kN，C0r=24kN。預(yù)期壽命為10年，兩班工作制，每年按300天計(jì)算。1)由上面的計(jì)算得FIV1=-232N FIV2=-830NFIH1=637N FIH2=2280N合成支反力 2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷所選齒輪為直齒圓柱齒輪，故軸向力可不計(jì)。X=1，Y=0。當(dāng)量載荷 Pr1=678N Pr2=2426N 故右側(cè)軸承更危險(xiǎn)。3)校核所選軸承沖擊較小，fp

14、=1.1（16-9） ft=1（16-8），安全（四）鍵的選擇與校核1、聯(lián)軸器的鍵的選擇與校核因?yàn)槁?lián)軸器屬于從動(dòng)聯(lián)軸器，所以選擇C型單圓頭平鍵，其參數(shù)為bh=108 鍵長(zhǎng)L= 70mm 擠壓強(qiáng)度校核：，安全。2、 齒輪處鍵的選擇與校核3、 選擇A型圓頭平鍵，其參數(shù)為bh=149 鍵長(zhǎng)L= 63mm 擠壓強(qiáng)度校核：6.2 已知條件：II軸的輸入功率PII=10.46kW 轉(zhuǎn)速n2=240.08 r/min 輸入轉(zhuǎn)矩T=416.08 Nm 齒輪的直徑d2=300mm d3=140mm（一）軸II的設(shè)計(jì)1、初步估算軸的最小直徑根據(jù)材料力學(xué)知識(shí)，由軸所受扭矩的大小，初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為

15、45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表14-2 查取C=115，代入公式(14-2)又因開有鍵槽，故增大4%5%，則d=40.47105%mm=42. 5mm顯然最窄處為軸承處，由此選擇軸承代號(hào)為6309的深溝球軸承。其主要參數(shù)為：d=45mm D=100mm B=25mm damin=54mm Cr=52.8kN C0r=31.8kN2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案考慮軸上零件的固定和定位，以及裝配順序。如圖2所示(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。與I軸分析方法類似。 d1=d軸承=45mm L1=B+s+a+2=25+10+5mm=42mm（與軸I左側(cè)軸承相配合）d2=50

16、mm L2=b3-2=138mmd3=58mm L3=165-140=35mmd4=50mm L4=65-2=63mmd5=45mm L5=41mm（二）軸的強(qiáng)度校核齒輪2的受力分析（齒輪II為順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，與齒輪I方向相反）：圓周力 徑向力齒輪3的受力分析（齒輪III為順時(shí)針轉(zhuǎn)動(dòng)，與齒輪II轉(zhuǎn)向相同 ）：圓周力 徑向力垂直面的支承反力計(jì)算： 解得FIIV2=90N 解得FIIV1=1243N水平面的支承反力計(jì)算：解得FIIH2=-4189N解得FIIH1=4529N垂直面的彎矩計(jì)算：水平面的彎矩計(jì)算：合成彎矩計(jì)算：齒輪3軸線所在截面為危險(xiǎn)截面。計(jì)算軸傳遞的轉(zhuǎn)矩計(jì)算危險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩 m選擇軸的

17、材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。按彎扭組合強(qiáng)度校核軸危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度： d=50mm，安全。（三）軸承II的校核軸承代號(hào)6309的深溝球軸承。其主要參數(shù)為：d=45mm D=100mm B=25mm damin=54mm Cr=52.8kN C0r=31.8kN預(yù)期壽命為10年，兩班工作制，每年按300天計(jì)算。FIIV1=1243N FIIV2=90NFIIH1=4529N FIIH2=-4189N1)計(jì)算合成支反力：2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷所選齒輪為直齒圓柱齒輪，故軸向力可不計(jì)。X=1，Y=0。當(dāng)量載荷 Pr1=4696N Pr2=4190N 故左側(cè)軸承更危險(xiǎn)。3)校核所選軸承沖擊較小，fp=1.1（16-

18、9） ft=1（16-8），安全。（四）鍵的選擇與校核齒輪2處的鍵：軸的材料為碳素鋼，輪轂的材料為鋼，且鋼的需用擠壓壓強(qiáng)選擇A型圓頭平鍵，其參數(shù)為 bh=149 鍵長(zhǎng)L=56mm 校核其擠壓強(qiáng)度：，安全。齒輪3處的鍵：軸的材料為碳素鋼，輪轂的材料為鋼，且鋼的需用擠壓壓強(qiáng)選擇A型圓頭平鍵，其參數(shù)為 bh=149 鍵長(zhǎng)L=125mm 校核其擠壓強(qiáng)度：，安全。6.3 已知條件：III軸的輸入功率PIII=10.04kW 轉(zhuǎn)速n3=48.7 r/min 輸入轉(zhuǎn)矩T=1968.83 Nm 齒輪的直徑d4=300mm b4=135mm（一）軸的設(shè)計(jì)1、初步估算軸的最小直徑根據(jù)材料力學(xué)知識(shí)，由軸所受扭矩的大

19、小，初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表14-2 查取C=105，代入公式(14-2)又因開有鍵槽，故增大4%5%，則d=62105%mm=65.1mm顯然最窄處為軸承處，由此選擇軸承代號(hào)為6315的深溝球軸承。其主要參數(shù)為：d=75mm D=160mm B=37mm damin=54mm Cr=112kN C0r=76.8kN2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)(1) 擬定軸上零件的裝配方案考慮軸上零件的固定和定位，以及裝配順序。如圖2所示(2) 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。與I軸分析方法類似。 d1=d軸承=75mm L1=B+s+a+2=37+10+5+2mm=54mm

20、d2=80mm L2=b4-2=133mmd3=d2+2h=94mm L31.4h=10mmd4=84mm L4=80mm（保證三根軸上每對(duì)軸承蓋外端面間的距離大致一致。）d5=d1=75mm L5=37mmd7，所以d6=70mm L6=23*2+10=56mmd7=65mm L7=142-2=140mm（二）軸III的校核 齒輪4的受力分析（齒輪IV為逆時(shí)針旋轉(zhuǎn)）：切向力（垂直紙面向外） 徑向力求垂直面的支承反力解得FIIIV2=N解得FIIIV1=N求水平面的支承反力解得FIIIH2=N解得FIIIH1=N垂直面的彎矩水平面的彎矩合成彎矩（考慮最不利的情況，將最大值帶入）由軸傳遞的轉(zhuǎn)矩危

21、險(xiǎn)截面的當(dāng)量彎矩（考慮最不利的情況，取最大值）校核軸軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表14-3得按彎扭組合強(qiáng)度校核軸危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度： d=80mm，安全。（三）軸承I的校核軸承代號(hào)6315，Cr=112kN，C0r=76.8kN。預(yù)期壽命為10年，兩班工作制，每年按300天計(jì)算。1)由上面的計(jì)算得FIIIV1=1320N FIIIV2=757NFIIIH1=3626N FIIIH2=2081N合成支反力 2)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷所選齒輪為直齒圓柱齒輪，故軸向力可不計(jì)。X=1，Y=0。當(dāng)量載荷 Pr1=3859N Pr2=2214N 故左側(cè)軸承更危險(xiǎn)。3)校核所選軸承沖擊較小，fp=1.1（16-9）

22、ft=1（16-8），安全（四）鍵的選擇與校核1、聯(lián)軸器的鍵的選擇與校核因?yàn)槁?lián)軸器為主動(dòng)聯(lián)軸器，所以選擇C型單圓頭平鍵，其參數(shù)為bh=1811 鍵長(zhǎng)L= 125mm 擠壓強(qiáng)度校核：，安全。2、齒輪處鍵的選擇與校核選擇A型圓頭平鍵，其參數(shù)為bh=2214 鍵長(zhǎng)L= 125mm 擠壓強(qiáng)度校核：，安全。六、齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)齒輪1：d1=75mm 齒輪2：d2=300mm 齒輪3：d3=140mm 齒輪4：d4=690mm 對(duì)于的齒輪2，可采用鍛造或鑄造的腹板式結(jié)構(gòu)，直徑較小的齒輪1和齒輪3做成實(shí)心的。對(duì)于的齒輪4，用鑄鐵或鑄鋼制成輪輻式結(jié)構(gòu)。制造時(shí)各項(xiàng)尺寸通過(guò)查手冊(cè)可得。詳見(jiàn)裝配圖。七、減速器附件的選

23、擇箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪嚙合質(zhì)量。1. 機(jī)體有足夠的剛度在機(jī)體為加肋，外輪廓為長(zhǎng)方形，增強(qiáng)了軸承座剛度2. 考慮到機(jī)體內(nèi)零件的潤(rùn)滑，密封散熱。因其傳動(dòng)件速度小于12m/s，故采用浸油潤(rùn)滑，同時(shí)為了避免油攪得沉渣濺起，為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機(jī)體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，機(jī)體外型簡(jiǎn)單，拔模方便.4. 對(duì)附件設(shè)計(jì) A 視孔蓋和窺視孔在機(jī)蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動(dòng)零件嚙合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進(jìn)行操作，窺視孔有蓋板，機(jī)體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機(jī)械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強(qiáng)密封，蓋板用鑄鐵制成。B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊，由機(jī)械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標(biāo)：油標(biāo)位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進(jìn)入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)，機(jī)體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機(jī)蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達(dá)到體內(nèi)為壓力平衡.E 蓋螺釘：?jiǎn)⑸w螺釘上的螺紋