《机械设计基础课程设计说明书》

摘要……………一、设计任务书……………二、传动方案拟定(电动机设计步骤)…………………三、电动机的选择…………四、传动装置的运动和动力参数计算…………………五、高速级齿轮传动计算…………………六、低速级齿轮传动计算…………………七、齿轮传动参数表……………………八、轴的结构设计…………九、轴的校核计算…………十、滚动轴承的选择与计算………………十一、键联接选择及校核……………………十二、联轴器的选择与校核…………………十三、减速器附件的选择……………………十五、设计小结…………十六、参考文献………………摘要带式运输机是目前应用作广泛的传动装置装置之一.本次设计首先对带式运输机的概述.接着分析了带式运输机的主要参数及选型需然后进行各主要零件的设计技计算.本次设计带式运输机设计的一般过程对今后的设计有一定的参考价值一.设计题目带式运输机传动装置的设计(简图如下)1、电动机2、联轴器3、二级圆柱齿轮减速器4、联轴器5、卷筒6、运输带原始数据：数据编号运送带工作拉力F/N卷筒直径D/mm1.工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘；2.使用期：使用期10年；3.检修期：3年大修；4.动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V5.运输带速度允许误差：±5%6.制造条件及生产批量：中等规模机械厂制造，小批量生产。设计要求1.完成减速器装配图一张。二.电动机设计步骤第四组数据：运送带工作拉力F/N2200运输带工作速度v/(m/s)0.9,卷筒直径D/mm3001.外传动机构为联轴器传动。2.减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。3.该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分和用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三.电动机的选择1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。2.确定电动机效率Pw按下试计算试中Fw=2200NV=0.9m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取代入上试得电动机的输出功率功率P。按下式式中n为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率由试由表2-4滚动轴承效率;联轴器传动则n=0.91所以电动机所需工作功率为因载荷平稳电动机核定功率Pw只需要稍大于Po即可。按表8-169中Y系列电动机数据，选电动机的核定功率Pw为3.0kw。3.确定电动机转速按表2-1推荐的传动比合理范围，两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比j=9～25而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750'/min和1000'/min两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000'/min的Y系列电动机Y132S,其满载转速为”960r/min,电动机的安装结构形式以及其中心高，外形尺寸，轴的尺寸等都在8-186,表8-187中查的。四.计算传动装置的总传动比i并分配传动比Z1.总传动比i、为2.分配传动比考虑润滑条件等因素，初定3.计算传动装置的运动和动力参数1.各轴的转速I轴n=n=960r/minⅢ轴卷筒轴n=n=57.26r/min4.各轴的输入功率I轴Ⅲ轴卷筒轴P=Pxn×n=2.16×0.99×0.99=2.12kwⅢ5.各轴的输入转矩Ⅲ轴工作轴31电动机轴将上述计算结果汇总与下表，以备查用。电动机I轴IⅡ轴转速(r/min)传动比i1效率五.高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数动。3.材料选择。由《机械设计》,选择小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬4.选小齿轮齿数了=21,则大齿轮齿数Z,=i=21×4.67=98.07(1).按齿轮面接触强度设计1.设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即1>.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数K,=1.32.计算小齿轮传递的转矩3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数=1。5.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限°=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限”,1m₂=550MPa,6.计算应力循环次数N=60nljL=60×960×1×365×2×8×10=3.364×17.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数8.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=12>.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径“,,代入[σ]中较小的值。2.计算圆周速度v计算齿宽bb=φd计算齿宽与齿高之比b/h模数齿高h=2.25M=2.25×1.884mm=4.24mm3.计算载荷系数K查表10-2得使用系数K=1.0;根据V=1.988m/s、由图10-8得动载系数K=1.10直齿轮由表10-2查的使用系数查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》,小齿轮相对支承非对称布置由b/h=9:331由图10-13得故载荷系数4.校正分度圆直径d5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数mm=d¹z=43.325121=2.063mm2.按齿根弯曲强度设计，公式为1>.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限my=580MPa;大齿轮的弯曲强度极限°p₂=380MPa;2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数3.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数Y=2.0,得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数和应力修正系数由《机械设计》表查得=2.16;Y2.18;Y1.tSa26.计算大、小齿轮的并加以比较；大齿轮大7.设计计算对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.358并就进圆整为标准值”=2mm接触强度算得的分度圆直径d=43.668mm,算出小齿轮齿数大齿轮²,=iz=22×4.67=102.74取⁷,=103齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2>.集合尺寸设计1.计算分圆周直径d、d,2.计算中心距3.计算齿轮宽度3>.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d=43mm轮毂长度i与齿宽相等轮毂直径D₁=178(mm)轮缘厚度δ。=10(mm板厚度c=14(mm)腹板中心孔直径D。=130(mm)腹板孔直径d。=20(mm)齿轮倒角取n=2(mm)齿轮工作图如下图所示25455六.低速级齿轮的设计25455选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数动。2.运输机为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由《机械设计》,选择小齿轮材料为40Gr(调质),硬度为280HBS,大齿轮为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4.选小齿轮齿数²3=21,则大齿轮齿数=iz=21×3.59=75.39取²=75(2).按齿轮面接触强度设计核。2.按齿面接触疲劳强度设计，即1>.确定公式内的各计算数值1.试选载荷系数K,=1.2.计算小齿轮传递的转矩3.按软齿面齿轮非对称安装，由《机械设计》选取齿宽系数φ。=15.由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限:大齿轮的接触疲劳强度极限6.计算应力循环次数7.由《机械设计》图6.6取接触疲劳寿命系数K=0.968.计算接触疲劳许用应力取安全系数S=12>.设计计算1.试算小齿轮分度圆直径“3,,代入[σ]中较小的值，2.计算圆周速度v。0×10₉●计算齿宽bb=φdd=1×64.363mm=64.363mm●计算齿宽与齿高之比b/hh=2.25m=2.25×3.065mm=6.896mm3.计算载荷系数K查表10-2得使用系数K=1.0;根据v/=0.692m/s、由图10-{得动载系数K=1.10直齿轮由表10-2查的使用系数由b/h=9:33故载荷系数4.校正分度圆直径d5.计算齿轮传动的几何尺寸1.计算模数m2.按齿根弯曲强度设计，公式为1>.确定公式内的各参数值1.由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限0rmg=580MPa;大齿轮的弯曲强度极限=380MPa;2.由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K=0.92,K=0.93.计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4,应力修正系数Y=2.0,得4.计算载荷系数K5.查取齿形系数和应力修正系数由《机械设计》表查得Y=2.76;Y=2.26;Y=1.566.计算大、小齿轮|并加以比较；大齿轮大7.设计计算对比计算结果,由齿轮面接触疲劳强度计算的魔术m,大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数2.22并就进圆整为标准值”,=2.5mm接触强度算得的分度圆直径d₂=70.626mm,算出小齿轮齿数大齿轮²=i²=28×3.59=100.52取，=100这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。2>.集合尺寸设计1.计算分圆周直径d、d,2.计算中心距3.计算齿轮宽度取B₂=70mm,B=75mm。3>.轮的结构设计大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下轴孔直径d=48mm轮毂长度1与齿宽相等轮毂长度1与齿宽相等轮毂直径D=1.6d=1.6×48=76.8(mm)取D=76(mm)轮缘厚度δ。=10(mm)腹板厚度c=22(mm)腹板中心孔直径D。=154(mm)腹板孔直径d。=24(mm)齿轮倒角取n=2(mm)齿轮工作图如下图所示型七.齿轮传动参数表型轮名称符号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿中心距a传动比i模数压力角αO齿数Z分度圆直径dmm齿顶圆直径mm齿根圆直径mm63.7557齿宽bmm旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr40Cr热处理状态调质调质调质调质齿面硬度HBS八.轴的结构设计选取轴的材料为45号钢，热处理为正火回火。<取C=110,[r]=30~40>轴,考虑到联轴器、键槽的影响，取d1=302轴,取d2=353轴,取d3=382.初选轴承轴选轴承为302072轴选轴承为302073轴选轴承为30208各轴承参数见下表：荷轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸基本额定/kNdDBDa动载荷Cr静载3.确定轴上零件的位置和固定方式1轴：由于高速轴齿根圆直径与轴径接近，将高速轴取为齿轮轴，使用圆锥2轴：高速级采用实心齿轮，采用上端用套筒固定，下端用轴肩固定，低速级用自由锻造齿轮，自由锻造齿轮上端用轴肩固定，下端用套筒固定，使用圆锥滚子轴承承载。3轴：采用自由锻造齿轮，齿轮上端用套筒固定，下端用轴肩固定，使用圆锥滚子轴承承载，下端连接运输带，采用凸缘联轴器连接4.各轴段长度和直径数据见下图九.轴的校核计算1.1轴强度校核由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度°,=735Mpa(2).σ.计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力径向力F=F×tan20°=1088×0.364=396N水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：弯矩图如下：77=23,9%NwM,=13773Q5KmM=378575W由前面选定轴的材料为45钢，调制处理，由工程材料及其成形基础表查得抗拉强度°,=735Mpa(2).0。计算齿轮上受力(受力如图所示)切向力径向力F=F×tan20°=2882×0.364=1049N水平面内的弯矩：垂直面内的弯矩：=22.89MPa<c=735MPa故低速轴安全，合格。性-323725.7K性-323725.7KTT=360.25Km-45033.88M然十.滚动轴承的选择及寿命校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴承轴I30207两个轴Ⅱ30207两个轴Ⅲ选用30208两个(GB/T297-1994)寿命计算：轴I1.查机械设计课程设计表8-159,得深沟球轴承30207C=54.2kN2.查《机械设计》得X=1,Y=03.计算轴承反力及当量动载荷在水平面内轴承所受得载荷在水平面内轴承所受得载荷所以轴承所受得总载荷由于基本只受轴向载荷，所以当量动载荷4.已知预期得寿命10年，两班制基本额定动载荷所以轴承30207安全，合格轴Ⅲ1.查机械设计课程设