(论文)机械设计基础_课程设计-王平最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

Zhejiang Ocean University机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级： A04机械（1）班学号： 040101110姓名： 王 平指导老师：章 海目 录一、 设计任务3二、 传动方案的分析和拟定3三、 电动机的选择4四、 传动零件的设计计算5五、 减速器箱体设计9六、 轴的结构设计11七、 轴承的校核17八、 键的校核19九、 轴承的润滑及密封21十、 小结21第一节 设计任务 运输机工作原理：电动机的传动力通过减速器带动滚筒转动。其执行机构如下：原始数据：1） 运输带工作拉力F=6KN；2） 运输带工作速度V=1.3m/s；3） 滚筒直径D=400mm；4） 滚动效率=0.95；5） 工作情况：两班制，连续单向转动，载荷较平稳；6） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35C；7） 使用折旧期8年，4年大修一次；8） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。第二节 传动方案的分析和拟定方案一：传动方案简图如下： 该方案优点：传动效率高，结构紧凑，传动比较平稳，适合单向连续传动，对工作的环境适应性强。缺点：制造及安装精度要求高，价格较贵。方案二：传动方案简图如下：第三节 电动机的选择（1） 电动机的功率P0=0.84其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分别为二级减速器，滚筒，弹性联轴器，刚性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率。以上数据均有1表1-15查得。(2) 电动机的选择根据及其工作环境，查1表F1-2：选用型号电动机，主要参数如下：电动机型号额定功率KW满载转速r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量Kg同步转速1000r/min109701.41.8148评析：此型号电动机，额定功率略高于工作功率，不会造成过载或空载，可延长电动机使用寿命。此型号为“封闭”型。适于灰尘多等恶劣环境下工作。（3）联轴器的选择电动机到减速箱之间的联轴器，由于转速较快选用弹性联轴器。=1.8KN/1.5=1200KN查1得选用弹性柱销联轴器，型号为。主要参数：公称扭矩，=1250， 许用转速为2800r/min，转动惯量为3.4Kg/，质量m=22Kg 减速箱到滚筒之间的联轴器，由于此处转速不大，故选用凸缘联轴器，型号为。主要参数：公称扭矩=100Nm，许用转速r/min。（4）齿轮传动比确定 =970/62.1=15.62 根据经验对于圆锥-圆柱齿轮，可取圆锥齿轮传动比=0.25，并尽量使，最大允许到4，以使圆锥齿轮直径较小， （5）传动装置的运动和动力参数的计算1） 各轴输入功率 =，=9.10*0.99*0.98=8.83KW=8.83*0.99*0.98=8.57KW2） 各轴转速 =970 r/min =970/3.91=248r/min =248/3.99=62r/min3） 各轴输入转矩电动机输出转矩：=9550=9550*9.29/970=91.46Nm轴1：=91.46*1*0.98=89.63Nm轴2：=89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm轴3：=347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm上面各式中，分别为弹性联轴器，圆锥滚子轴承的传动效率 为轴1与轴2间齿轮传动效率，为轴2与轴3的间齿轮传动效率第四节 传动零件的设计计算1 圆锥齿轮传动设计1）运输机为一般工作，速度不高，选用7级精度2）材料选择：由表10-1选择用小齿轮材料为40Gr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS .3）选择小齿轮齿数为 取 4）确定齿轮许用应力 因为工作为2班制，连续单向运转，所以 查图1018 1019 可得 查图1021 d 得 取失效率为1%，安全系数，弯曲疲劳安全系数 所以 小齿轮所需传递转矩 由表102 查得 按图108 取 由表106 查得 5） 计算小齿轮直径及齿数模数： 直齿圆锥齿轮 mm 取整 m=3 所以 6） 齿轮弯曲强度校验a) 齿形系数 齿轮节锥角 当量齿数： 由表105 查得 b) 应力修正系数 由表105 查得 c) 齿根弯曲强度效验 d) 圆锥齿轮主要尺寸 经过计算，既满足齿面接触疲劳强度，又做到结构紧凑。2 圆柱齿轮传动设计 1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a) 由图的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b) 运输机一般选用7级精度c) 材料选择和锥齿一样，小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，硬度为240HBSd) 选小齿轮齿数 2）齿面接触强度设计 a) 试选载荷系数 b) 小齿轮传递的转矩 c) 由表107 选取 d) 由表106 查得 e) 由图1021 d查得 f) g) 由图1019 查得 h)计算接触疲劳许用应力 取失效率为1% S=1 即 计算圆周速度 计算齿宽b 所以 计算载荷系数：根据 V 7级精度 又图108 查得 直齿轮，假设 由表查得 由表102 查得使用系数 由表104 查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时 由 查1013 图得 所以 按实验的载荷系数校正所算得的分度圆直径 计算模数m 3）按齿根弯曲强度设计 a) 确定公式内的各计算值 b) 由图1020 c查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限 大齿轮的弯曲疲劳极限 c) 由图108 查得弯曲疲劳寿命系数 d) 计算许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 e) 计算K f ) 查取齿型系数 由表105 查得 g) 查取应力校正系数 由表105 查得 h) 计算大小齿轮的 并加以比较 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根计算的模数，由于m的大小取决于弯曲强度所决定承载能力可取m=3 验算： 合适第五节 减速器箱体设计本方案采用圆锥齿圆柱齿轮传动，故中心距a取圆柱齿轮传动中心距， a=228mm。机体结构尺寸如下（由3表3得）： 机座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取=9mm机盖壁厚 =0.02a+3=7.58故取=8mm机座凸缘厚度 b=1.5=1.58=13.5mm机盖凸缘厚度 =1.5=12mm机座底凸缘厚度 =2.5=22.5mm地脚螺钉直径 =0.036a+12=20.208mm 取=20地脚螺钉数目 a250,故取n=4轴承旁联接螺栓直径 =0.75=15mm 取=16mm机盖与机座联接螺栓直径 =0.5=10mm 联接螺栓的间距 取=180mm轴承端盖螺钉直径 =0.5=10mm窥视孔盖螺钉直径 =0.4=8mm 定位销直径 d=0.8=8mm 至外机壁距离 =22mm至外机壁距离 =18mm至外机壁距离 =26mm至凸缘边缘距离 =16mm至凸缘边缘距离 =24mm轴承旁凸台半径 =14mm凸台高度 h=50mm(便于扳手操作为准)外机壁至轴承座端面距离 大齿轮顶与内机壁距离 =10.8mm1.2大齿轮端面与内机壁距离 =9mm机盖厚 =0.85=6.8mm 机座肋厚 m=0.85=7.65mm 轴承端盖外径 =(D为轴承外径)轴承端盖凸缘厚度 t=910.8mm 取10mm轴承联接螺栓距离 =由表及以前零件设计尺寸得：a=10mm，L=65mm，B=65mm，S=9mm，l=230mm，=8mm第六节 轴的结构设计第一根轴的设计1 对轴1：选用45号钢（1） 初步设计轴径 其中p=9.1KW为该轴传递功率，n=970r/min为该轴转速查表15-3 A=112 为该轴许用切应力所确定的系数所以，=23.6mm根据=23.6mm可确定联轴器的型号，联轴器的转矩：取查机械零件设计手册，按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，采用弹性套柱销联轴器TL6型，半联轴器的孔径，长度L=82,联轴器与轴的配合长度，取2 轴的结构设计 （1）拟订轴上零件的装配方案 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度 为了满足轴向定位的要求，在处左边设一轴肩，取=37mm，右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径40mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，故-段长度比少短些，现取 初选轴承为滚动轴承，根据 选取轴承30308，基本尺寸为 故 ，则取， 由于轮毂宽度为52mm为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂 ， 所以 轴承盖的总宽度取为30mm，轴承距离箱体内壁为8mm，齿轮距离箱体内壁a=16mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取3 轴上零件的周向定位 齿轮和半联轴器都采用平键联接。按由手册查得平键截面，齿轮轮毂与轴的配合为，同理半联轴器与轴联接键截面同上，与轴配合为4 轴的校核载荷水平面垂直面支反力F,FF,F弯矩MM= 57158.4 N mm 总弯矩M=扭矩T 轴1 弯矩图： 第二根轴的设计1 确定轴上有关数据 2 作用在轴上的力：小齿轮的分度圆直径为，大齿轮分度圆直径为 3 初步确定轴的最小径，轴材料为45钢，经调质处理。取 显然此处为轴的最小径，即此处轴与轴承的内径相同。4 轴的轴向结构设计： （1） 为了满足轴向定位的要求，在轴-处右边设一轴肩，取，左右两端用轴承端盖封闭 （2） 初选轴承为滚动轴承，根据，选取型号32009，基本尺寸为，取，齿轮和轴承之间用轴环确定距离，轴的左端采用轴肩结构，取h=5mm，故，由此可知取 （3） 由于右边的锥齿轮毂宽度为62.4mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取，同理，柱齿轮毂为95，取5 轴的周向结构设计：齿轮和轴采用平键联接，按由手册查得平键为： 选择齿轮轮毂与轴的配合为，按，得平键尺寸为 ，齿轮轮毂与轴的配合为5 轴的校核轴2 载荷水平面垂直面支反力F,FF,F弯矩Mh 总弯矩M1=扭矩T 弯矩图： 第三根轴的设计：1 确定输出轴上的功率，2 作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为 3 初步确定轴的最小直径为，显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需要确定联轴器的型号。联轴器的转矩，取 采用弹性块联轴器HL5型，半联轴器孔径，长度142mm，联轴器与轴的配合长度为 ，取4 轴向结构设计： （1） 为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取，右端用轴承挡圈挡住，按轴承直径取挡圈直径66mm，为保证轴承挡圈只压在联轴器上，故段长度比少短些，现取 （2） 初选轴承为滚动轴承30313，根据，在轴承中选取0基本游隙组，尺寸为 ，故取，而，其右端采用轴肩进行定位，取h=6mm,故 （3） 由于轮毂宽等于80mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮毂宽度，故取左端采用轴键定位，轴肩高度，则h=6mm,所以油环处直径 （4） 轴承盖的总宽度为20mm,轴承距离箱体内壁为12mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加添加剂的要求，取端盖的外端与联轴器左端的距离为,故 （5） 取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm,锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离S，取S=8mm,已知滚动轴承宽度T=36mm,大锥齿轮轮毂宽长为50，则 5 轴上零件的周向定位：根据查得键截面为，齿轮轮毂与轴配合为 ，同样半联轴器与周的联接所用平键尺寸为，半联轴器与轴的配合为6 轴的校核：轴2 载荷水平面垂直面支反力F,FF,F弯矩Mh 总弯矩M1=扭矩T 弯弯矩图： 第七节 轴承的校核由于中间轴有两个齿轮，所受动载荷比较大，所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命。（一）两轴承所受径向载荷由上，轴强度的计算知1 .轴垂直面支反力2.轴水平面支反力3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力（二）计算轴承所受的轴向载荷1.计算内部轴向力轴承型号32009，为圆锥滚子轴承，由标准查得性能参数为由表21-11，圆锥滚子轴承的内部轴向力，则2.计算轴承所受的轴向载荷轴上个轴向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出取两者中较大者取两者中较大者（三）计算当量动载荷由式（21-5），由表21-8取冲击载荷因数。系数X，Y与判断因子e有关，由手册中查的32009轴承，轴承 故,则轴承 故,则(四)寿命计算因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取由式（21-7）有寿命高于43800 ，故满足寿命要求。（五）静强度计算1.计算轴承静载荷由式（21-13），当量静载荷,由表21-13，32009型圆锥滚子轴承,故2 .验算静强度因,且两轴承型号相同，故只按轴承计算寿命即可。取。由表21-14，取静强度安全因数。由式（21-14） 故满足静强度要求。 第八节 键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与联轴器之间的键为键5。 键的类型1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 键2：圆头普通平键（A型） b=10mm h=8mm L=28mm键3：圆头普通平键（A型） b=12mm h=8mm L=40mm 键4：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 键5：圆头普通平键（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 键6：圆头普通平键（A型） b=20mm h=12mm L=63mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距