課程設計(論文)機械設計課程設計1.課程設計目 械設計課程是培養學生機械設計能力的技術基礎。機械設計課程設計是機械設計課程的重要實踐教學環節，其基本目的是：1) 通過課程設計，綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論和實際知識，培養分析和解決實際問題的能力，掌握機械設計的一般規律，樹立正確的設計思想;2） 學會從機器功能要求出發，合理選擇執行機構和傳動機構的類型，制定傳動方案，合理選擇標準部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結構及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經濟和安全等問題，培養機械設計能力；3) 通過課程設計，學習運用標準、規范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應用等，培養機械設計的基本技能和獲取有關信息的能力。在本課程設計中用計算機繪圖或手工繪圖都能達到以上基本要求，但是由目前發展趨勢應盡量采用計算機繪圖。2.課程設計題目帶式運輸機傳動裝置的設計。3.課程設計步驟3.1設計準備3.1.1 閱讀設計任務書3.1.2看錄像、拆裝減速器3.1.3閱讀有關資料3.2傳動裝置的總體設計3.2.1 選擇傳動方案 選擇展開式二級圓柱齒輪減速器3.2.2 選擇電動機類型35工作機的效率 傳動裝置中各部分的效率,查表1-7 吳宗澤、羅圣國主編,第5頁。8級精度的一般齒輪傳動效率 彈性聯軸器傳動效率 齒式聯軸器傳動效率 球軸承傳動效率 滾子軸承 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率 工作機所需輸入功率所需電動機功率由,得。查表13-2 吳宗澤、羅圣國主編,第188頁。,得圓柱齒輪傳動單級傳動比常值為35,故電動機轉速的可選范圍: 。對Y系列電動機通常多選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機,故選用同步轉速為1500r/min。查表12-1,選用Y100L2-4,額定功率3KW,滿載轉速1430r/min,電動機極數為4，軸伸尺寸3.2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為 式中： 電動機滿載轉速,r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比,取.3.2.4 計算傳動裝置運動和動力參數該傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為、軸,則:1.各軸轉速式中: 為電動機滿載轉速,r/min; 、分別為、軸轉速,r/min;為高速軸,為低速軸.2.各軸功率式中: Pd為電動機輸出功率,KW; P、P、P 分別為、軸輸入功率,KW；3.各軸轉矩3.3 傳動零件的設計計算3.3.1 第一級齒輪傳動設計計算因傳動無嚴格限制,生產批量小,故小齒輪用40Cr,調質處理,硬度241HB286HB,平均取為260HB;大齒輪用45鋼,調質處理,硬度為229HB286HB,平均取為240HB.齒輪采用非對稱支承結構安裝。計算步驟如下:計 算 及 說 明結 果齒面接觸強度計算1.初步計算轉矩T1 ,齒寬系數 ,由表12.13 第四版,邱宣懷主編,高等教育出版社,第204243頁。,取Ad值,由表12.16,估計,取接觸疲勞極限,由圖12.17c,得初步計算的許用接觸應力: 傳動比i,初步計算小齒輪直徑d1 ,取初步齒寬b , 2.校核計算 圓周速度,精度等級 由表12.6，選用8級齒數Z1、模數和螺旋角:，取Z2=105,由表12.3,取(和估計值接近)使用系數KA 由表12.9,動載系數Kv,由圖12.9, 齒間載荷分配系數 由此得齒向載荷分布系數,由表12.11, 載荷系數,彈性系數,由表12.12, 節點區域系數,由圖12.16, 重合度系數 ,由式12.31,因故螺旋角系數,接觸最小安全系數,由表12.14,得(一般可靠)總工作時間,應力循環次數: 接觸壽命系數,由圖12.18, ,許用接觸應力: 驗算 計算結果表明,接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整。3.確定傳動主要尺寸中心距 實際分度圓直徑,齒寬,齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數: 由圖12.21, ,應力修正系數 ,由圖12.22,重合度系數 , 螺旋角系數,(當.) ,故齒間載荷分配系數 , 前已求得,故齒向載荷分配系數 ,由圖12.14, ,載荷系數,彎曲疲勞極限,由圖12.23c,彎曲最小安全系數,由表12.14, 應力循環次數, 彎曲壽命系數,由圖12.24, ,尺寸系數,由圖12.25, 許用彎曲應力 驗算 傳動無嚴重過載,故不做靜強度校核。8級精度，驗算合格驗算合格。3.3.2 第二級齒輪傳動設計計算因傳動無嚴格限制,生產批量小,故小齒輪用40Cr,調質處理,硬度取為280HB;大齒輪用45鋼,調質處理,硬度取為260HB。齒輪采用非對稱支承結構.計算步驟如下:計 算 及 說 明結 果齒面接觸強度計算1.初步計算轉矩T2 , 齒寬系數 ,由表12.13,取Ad值,由表12.16,估計,取接觸疲勞極限,由圖12.17c,得初步計算的許用接觸應力: 傳動比,初步計算小齒輪直徑 , 初步齒寬b , 2.校核計算 圓周速度, 精度等級 選用8級齒數、模數和螺旋角:,由表12.3,取(和估計值接近)使用系數KA ,表12.9,動載系數,由圖12.9, 齒間載荷分配系數由此得齒向載荷分布系數,由表12.11, 載荷系數,彈性系數,由表12.12, 節點區域系數,由圖12.16, 重合度系數 ,由式12.31,因,故螺旋角系數,接觸最小安全系數,由表12.14,得(一般可靠)總工作時間,應力循環次數: 接觸壽命系數,由圖12.18, ,許用接觸應力 驗算 計算結果表明,接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調整.3.確定傳動主要尺寸中心距 實際分度圓直徑 齒寬 ,取齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數: 由圖12.21, ,應力修正系數 ,由圖12.22,重合度系數， 螺旋角系數,(當.) ，故齒間載荷分配系數, 前已求得,故齒向載荷分配系數,由圖12.14,載荷系數,彎曲疲勞極限,由圖12.23c, ,彎曲最小安全系數,由表12.14, 應力循環次數,彎曲壽命系數,由圖12.24, ,尺寸系數,由圖12.25, 許用彎曲應力 驗算 傳動無嚴重過載,故不做靜強度校核。8級精度驗算合格。驗算合格。表1 傳動零件設計計算小結名稱材料硬度齒數齒寬mn分度圓直徑齒輪40Cr260HB2255mm2126545.000mm齒輪45240HB10545mm21265215.190 mm齒輪40Cr280HB2882 mm2.513321072.000mm齒輪45260HB9672mm2.5133210254.952 mm3.4 畫裝配草圖3.4.1 初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設計效率,減少重復設計的工作量,并盡可能的降低生產成本。三根軸都選用40Cr材料。由式16.2 第四版,邱宣懷主編,高等教育出版社,第314頁。,得各軸的最小直徑分別為:式中: C為軸強度計算系數,40Cr所對應的系數為102考慮到實際情況,可將這三軸的最小軸徑定為25mm,50mm和35mm。3.4.2 初選聯軸器聯軸器除聯接兩軸并傳遞轉矩外,有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯接用的聯軸器,由于軸的轉速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應選用具有較小轉動慣量和具有彈性的聯軸器,該設計選用彈性柱銷聯軸器。減速器低速軸與工作機聯接用的聯軸器,由于軸的轉速較低,不必要求具有較小的轉動慣量,但傳遞轉矩較大,又因減速器與工作機不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補償,因此選用鼓形齒式聯軸器。根據上述分析并考慮到實際情況,聯軸器選擇如下: 電動機軸和減速器高速軸聯接用的聯軸器選用LT4聯軸器 ;減速器低速軸與工作機聯接用的聯軸器選用GICL1聯軸器 JB/T 8854.3-2001.3.4.3 初選軸承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對斜齒輪傳動，經比較選擇，采用兩對角接觸球軸承和深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為7307C、30210、30210，均為成組使用，面對面安裝。3.4.4 箱體尺寸計算查表11-1 機械設計課程設計手冊，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社，第158頁。，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下：名稱符號具體數值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df20mm地腳螺釘數目n4軸承旁聯接螺釘直徑d116mm蓋與座聯接螺釘直徑d212mm聯接螺栓d2的間距l150mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d8mm軸承旁凸臺半徑R120mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1262218df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2242016箱座肋厚m8.5mm大齒輪齒頂圓與內箱壁距離112.524mm齒輪端面與內箱壁距離210mm結合以上參數,可設計出傳動裝置的裝配草圖,其結構形式如下圖所示:142587170.557.5711283.5 軸的校核計算3.5.1 高速軸受力分析高速軸受力情況如下：水平受力分析: 對點取矩,則有對點取矩,則有垂直面受力分析:對點取矩,則有: 對點取矩,則有: 3.5.2 中間軸校核計算中間軸結構和受力分析圖如下: 中間軸材料選用40Cr調質, 。軸的彎曲應力校核步驟如下:計 算 及 說 明結 果計算齒輪受力 齒輪所受的力():圓周力 徑向力 軸向力 轉矩 齒輪所受的力:( )圓周力 徑向力 軸向力 計算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力圖,如f圖所示垂直面受力圖,如h圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如g圖所示，圖垂直面彎矩圖,如i圖所示，圖合成彎矩圖,如j圖所示，合成彎矩 畫軸轉矩圖軸受轉矩轉矩圖, 當量轉矩圖，如圖k所示 許用應力用插入法由表16.3 ,邱宣懷主編,高等教育出版社,第310332頁。,查得應力校正系數 畫當量彎矩圖當量彎矩:在齒輪中間處在齒輪(軸頭)中間處當量彎矩圖,見圖l 校核軸徑齒根圓直徑 軸徑 經檢驗軸所用尺寸合格。合格。中間軸安全系數校核計算如下：計 算 及 說 明結 果以齒輪端面處危險截面為例進行安全系數校核。對稱循環疲勞極限 脈動循環疲勞極限 等效系數 截面3-3上的應力水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力 扭轉切應力幅和平均切應力 應力集中系數有效應力集中系數 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=1mm，由和，從附錄表1中查出。表面狀態系數 由附錄5查出尺寸系數 由附錄6查出安全系數彎曲安全系數 設為無限壽命，由式16.5得 扭轉安全系數 復合安全系數 經檢驗軸所用尺寸合格。合格3.5.3 低速軸校核計算 低速軸結構和受力分析圖如下:.低速軸材料選用45Cr調質，。軸的彎曲應力校核步驟如下:計 算 及 說 明結 果計算齒輪受力斜齒輪螺旋角, 齒輪所受的力:圓周力 徑向力 軸向力 轉矩 計算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力圖,如o圖所示垂直面受力圖,如q圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如p圖所示，圖垂直面彎矩圖,如r圖所示，圖合成彎矩圖,如s圖所示，合成彎矩 畫軸轉矩圖軸受轉矩轉矩圖,見圖t 許用應力用插入法由表16.3,查得應力校正系數 畫當量彎矩圖當量轉矩 當量彎矩在齒輪中間處在靠近輸出端軸頸中間處當量彎矩圖,見圖u 校核軸徑軸徑 經檢驗軸所用尺寸合格。合格。低速軸安全系數校核計算如下：計 算 及 說 明結 果以截面為例進行安全系數校核。對稱循環疲勞極限 脈動循環疲勞極限 等效系數 截3-3上的應力水平面彎矩垂直面彎矩 合成彎矩彎曲應力幅 彎曲平均應力 扭轉切應力 扭轉切應力幅和平均切應力 應力集中系數有效應力集中系數 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=4mm，由和，從附錄表1中查出。表面狀態系數 由附錄5查出尺寸系數 由附錄6查出安全系數彎曲安全系數 設為無限壽命，由式16.5得 扭轉安全系數 復合安全系數 經檢驗軸所用尺寸合格。合格3.6 軸承驗算3.6.1高速軸軸承驗算查手冊 7307c軸承主要性能參數如下：計 算 及 說 明結 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向左附加軸向力 查表18.4 機械設計，邱宣懷主編，高等教育出版社，第360403頁。，可得， 因，故左邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 ，故 ，故沖擊載荷系數 考慮中等沖擊查表18.8得當量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當量靜載荷 安全系數S0 正常使用角接觸球軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉速驗算載荷系數 載荷分布系數許用轉速N 均大于工作轉速1430r/min。經檢驗該軸承合格。合格。3.6.2 中間軸軸承驗算查手冊 30210軸承主要性能參數如下：計 算 及 說 明結 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向左附加軸向力 ， 因，故左邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 沖擊載荷系數 考慮中等沖擊查表18.8得當量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當量靜載荷 安全系數S0 正常使用滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉速驗算載荷系數 載荷分布系數 許用轉速N 均大于工作轉速229.038r/min。經檢驗該軸承合格。合格。3.6.3 低速軸軸承驗算查手冊 30210軸承主要性能參數如下：計 算 及 說 明結 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向右附加軸向力 ， 因，故右邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 沖擊載荷系數 考慮中等沖擊查表18.8得當量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當量靜載荷 安全系數S0 正常使用滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉速驗算載荷系數 載荷分布系數 許用轉速N 均大于工作轉速87.537r/min經檢驗該軸承合格。合格。3.7 鍵聯接的選擇和計算3.7.1 高速軸與聯軸器鍵聯接的選擇和計算高速軸與聯軸器鍵聯接的軸的直徑為25mm,查表4-1 機械設計課程設計