械设计课程设计-带式运输机设计计算及说明.doc

设计计算及说明结果目录第一章 设计任务书.2第二章 带式传动机传动系统设计3第三章 电动机的选择4第四章 各级传动比的分配.6第五章 齿轮的设计.8第六章 轴的设计.16第七章 轴承的校核29第八章 键联接的选择及校核计算.31第九章 联轴器的选择.33第十章 润滑与密封.33第十一章 减速器附件的选择33第十二章 箱体的设计.33第十三章 总结.35第十四章 参考文献36第一章 设计任务书1、设计的目的械设计课程设计是为机械类专业和近机械类专业的学生在学完机械设计及同类课程以后所设置的实践性教学环节，也是第一次对学生进行全面的，规范的机械设计训练。其主要目的是：（1）培养学生理论联系实际的设计思想，训练学生综合运用机械设计课程和其他选修课程的基础理论并结合实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展学生有关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械设计，使学生掌握一般机械设计的程序和方法，树立正面的工程大合集思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力。（3）课程设计的实践中对学生进行设计基础技能的训练，培养学生查阅和使用标准规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理、计算机辅助设计等方面的能力。2、设计任务设计一用于带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及v带传动。 在课程设计中，一般要求每个学生完成以下内容： 1）减速器装配图一张（a0号图纸） 2）零件工作图23张（如齿轮、轴或箱体等） 3）设计计算说明书一份3、设计内容 一般来说，课程设计包括以下内容： 1）传动方案的分析和拟定 2）电动机的选择 3）传动系统的远动和动力参数的计算 4）传动零件的设计计算 5）轴的设计计算 6）轴承、联接件、润滑密封及联轴器的选择和计算 7）箱体结构及附件的计算 8）装配图及零件图的设计与绘制 9）设计计算说明书的整理和编写 10）总结和答辩第二章 带式传动机传动系统设计1、设计题目：单级圆柱齿轮减速器及v带传动2、传动系统参考方案（如图）：3、已知条件： 1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35； 2）使用折旧期：8年； 3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修； 4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220v； 5）运输带速度允许误差：5%； 6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4、设计数据： f=3.3knf：输送带工作拉力； v=1.2m/s v：输送带工作速度； d=350mm d：滚筒直径。第三章 电动机的选择（主要参照机械设计课程设计手册（第三版）)1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件，选用 y系列三相交流异步电动机（jb/t10391-2002）。2、工作机所需要的有效功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率 =fv/1000=33001.2/1000=3.96kw设：输送机滚筒轴至输送带间的传动效率 联轴器效率0.95闭式圆柱齿轮效率0.97一对滚动轴承效率0.98输送机滚筒效率0.96估算传动系数总效率: 则传动系统的总效率为：=0.950.96030.98010.9504=0.843、工作时电动机所需功率为：由表12-1可知 ，满足条件的y系列三相交流异步电动机额定功率取为5.5 kw。4、电动机转速的选择：初选同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，由表12-1可知对应额定功率为5.5kw的电动机型号分别为y132m2-6和y132s-4,现将两个型号的电动机有关技术数据及相应的算得的总传动比例表1-1中。表1-1方案的比较方案号电动机型号额电功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）y132m2-65.51000960y132s-45.515001440总传动比d（mm）e(mm)15.27388022.903880通过上述两种方案比较用以看出：方案选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为15.27，故选方案较为合理，由表12-2查得电动机中心高h=132mm；轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为：d=38mm和e=80 mm。第四章 各级传动比的分配1、总传动比: = 由传动方案图，锥齿轮比圆柱齿轮传动比小，可知：=3； =5； =1 （误差2.3%允许） 传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：1轴（电动机轴） td=9550pd/nm=46.85nm 2轴（减速器高速轴） p2=p001=4.710.95=4.47kwt2=9550p2/n2=44.47nm3轴（减速器中间轴） t3=9550p3/n3=124.15nm 4轴（减速器低速轴） t4=9550p4/n4=578.97nm 5轴（工作轴） t5=9550p5/n5=528.23nm2、将上述计算结果列于表1-2中以供应。表1-2 传动系统的远动和动力参数 电动机2轴3轴4轴工作机 转（r/min）9609603206464 功率（kw）4.714.474.163.883.54 转矩（nm）46.8544.47124.15578.97528.23 传动比i11351第五章 齿轮的设计（主要参照机械设计（第八版）)一、圆柱齿轮的设计1、 选择材料和热处理方法,设计精度，并确定材料的许用接触应力(1)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 (gb10095-88） (2)根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表10-1得小齿轮 45cr 调制处理 齿面硬度hbs1=280大齿轮 45钢 调制处理 齿面硬度 hbs2=240 两齿轮齿面硬度差为40hbs，符合软齿面传动的设计要求 (3) 齿数 由于有粉尘，采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20 40选小齿轮齿数=27 大齿轮齿数=1352、确定材料许用接触应力查图10-21得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：=550mpa =600 mpa按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：s=1 由式10-13计算应力循环数=60nj =603201（283008）=7.372108 =60641（283008）=1.474108查10-19图得：k= 0.96 k=1.08两齿轮材料的许用接触应力分别为= k/ s =528 mpa= k/ s =648 mpa3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计 (1)试选载荷系数k=1.2查表10-6，查取弹性系数ze=189.8；取齿宽系数d=1 (闭式软齿面)；取其中较小值为528mpa代入。故 d1t =66.08mm (2)计算圆周速度 =1.11(3)计算齿宽 =166.08=66.08 (4)计算齿宽与齿高之比模数 =2.447齿高 =2.252.447=5.507 (5)计算载荷系数根据，7级精度，载荷较平稳，由图10-8查得动载系数=1.06；直齿轮，=1；由表10-2查得使用系数=1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.424；由=12，=1.424查图10-13得=1.32；故载荷系数 =1.509 (6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得 =71.325 (7)计算模数 =2.644、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 确定公式内的各计算数值(1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500，大齿轮的弯曲强度极限=380；(2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.95，=0.98；(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得 =339.29 =266(4)计算载荷系数 =1.3992 (5)查取齿形系数 由表10-5查得=2.57；=2.152。 (6)查取应力校正系数 由表10-5查得=1.6；=1.818。 (7)计算大、小齿轮的并加以比较。 =0.01212 =0.01731 大齿轮数值大。设计计算 =2.02对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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，可取有弯曲强度算得的模数2.01并就近圆整为标准值=2.5，按接触强度算得的分度圆直径=71.325，算出小齿轮齿数 28大齿轮齿数 =140这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费5、几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径 =70 =350 (2)计算中心距 =210 (3)计算齿轮宽度 =70取=70,=656、结构设计小齿轮采用实心结构，大齿轮采用腹板结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径轮毂长度l与齿宽轮毂直径轮缘厚度轮缘内径腹板厚度 腹板中心孔直径腹板孔直径齿轮倒角 取齿轮工作图如下所示二、圆锥齿轮的设计1.选轴夹角为90度的直齿圆锥齿轮，为8级精度，由表10-1选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差40hbs。2.选小齿轮的齿数 大齿轮齿数 （1）按解除疲劳强度设计：由设计计算公式 1) 试选载荷系数 =1.32) 计算小齿轮传递的转矩 t2=9550p2/n2=44.47nm3）最常用的值，齿宽系数 4)由表10-6查得材料的弹性影响系数 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为 6）由式10-13计算应力循环次数n=60n2j =609601（283008）=2.212109 n2= n1/3=7.3731087）由图10-19取接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 ，由式（10-12）得 =546=528 1） 试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。=64.589圆周速度2） 计算齿宽 =34.0413） 计算齿宽与齿高之比模数 =2.69齿高 =6.053 =5.624） 计算载荷系数根据，8级精度，由图10-8查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表10-2查得5） 齿间载荷分配系数可按下试计算6） 由表10-9中查得取轴承系数故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 =76.6777） 计算模数 =3.19（2）按弯曲疲劳强度设计：弯曲强度的设计公式为1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 2）由图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 由式（10-12）得 4）计算载荷系数 5）查取齿形系数 由表10-5查得： 6）查取应力校正系数 由表10-5查取： 7)计算大，小齿轮的,并加以比较大齿轮的数值大8） 设计计算 =2.41mm对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数m大小主要取决于弯曲疲劳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，反于齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.41并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既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。9）计算尺寸 圆整取 结构设计： 小锥齿轮大端顶圆直径为81mm，采用实心结构；大锥齿轮大端顶圆直径为236mm，采用腹板结构。第六章 轴的设计（主要参照机械设计（第八版）)一、从动轴的设计1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：由于为普通用途，中小功率，选用45钢调制处理。查表15-1得b=640mpa，查表15-5得-1=60 mpa2、估算轴的最小直径：由表15-3查得a=110，根据公式（15-1）得:d1a=43.213 考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即43.2131.05=45.37mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查机械设计课程设计手册（第三版）表8-7选用弹性柱销联轴器，其型号为lx3，最小直径d1=48mm3、轴的设计计算并绘制结构草图：（1）直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承。轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。（2）确定轴的各段直径：外伸端直径=48mm。按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为由于该段处安装垫圈，故取标准直径。，且必须与轴承的内径一致，=60mm，初选轴承型号为6212,查机械设计课程设计手册（第三版）表6-1可知，b=22mm，d=110mm，。 ，为装配方便而加大直径，应圆整为标准直径，一般取0，2，5，8尾数，取=65mm。 取 =75mm；，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制和减少轴承类型。 根据轴承安装直径，查手册得d6=60 （3）确定轴的各段长度： 半联轴器的长度l=112mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴的端面上，故第一段的长度应比l略短一些，取 =110mm; 轴承端盖采用凸缘式轴承端盖，取，其中为螺钉直径，由轴承外径d=110mm，查机械设计课程设计手册（第三版）表11-10，取， 式中，为箱体壁厚，取=9mm， 由于轴承的轴颈直径和转速的乘积（1.52）105，故轴承采用脂润滑，取 =9mm， 所以 m=8+16+14+8-9-22=15mm, 所以 =20+12+15=47mm， 式中，为大齿轮端面至箱体内壁距离，应考虑两个齿轮的宽度差，两齿轮的宽度差为5mm，取小齿轮至箱体内壁的距离为10mm，则 取l5=7mm 两轴承之间的跨距：（4）轴上的周向定位联轴器的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为100mm；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。4、从动齿轮的受力计算 分度圆直径=225 转矩 =578970圆周力径向力 5、按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 1）绘制轴的受力简图见图（a）2）将齿轮所受力分解成水平z和铅垂平面y内的力3）求水平面z和铅垂平面y的支座反力1 水平面z内的支座反力:2 铅垂平面y内的支座反力：4）绘制弯矩图:水平面z的弯矩图见图(b) 铅垂面y的弯矩图见图(c) 合成弯矩图见(d)=164665 绘制扭矩图见图(e) 该轴单项工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.596、校核轴的强度45号优质碳素钢调制处理时，查机械设计（第八版）教材151 危险截面的轴径 故：强度足够二、中间轴的设计1、求中间轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知圆柱直齿轮的分度圆半径而已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径而圆周力、，径向力、及轴向力的方向如图所示 ， ，3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计手册（第三版）表6-7中初步选取03尺寸系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度，因此取套筒直径。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4)箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取。5）两轴承之间的跨距（2）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（3）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、校核轴的强度绘制弯矩图: ， ，由图，危险截面在大小齿轮处 水平面z的弯矩图小齿轮： 大齿轮： 铅垂面y的弯矩图 小齿轮：大齿轮：合成弯矩图小齿轮大齿轮扭矩 小齿轮上总弯矩较大，故只进行小齿轮轴强度校核。 该轴扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.645调制处理时，查机械设计（第八版）教材151 危险截面的轴径 故：强度足够三、输入轴的设计1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为圆周力、径向力及轴向力的方向如图所示3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取，得，输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计课程设计（第三版）表8-7，选lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度。4、 轴的结构设计（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1轴段右端需制出一轴肩，故取2段的直径。2） 由半联轴器长度，。3） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计（第三版）表6-7中初步选取03尺寸系列，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，而。这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计（第三版）表6-7查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取4）取安装齿轮处的轴段6的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，5）段应略短于轴承宽度，故取。6）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油 的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，故取 7）锥齿轮轮毂宽度为64mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。8） 由于，故取（2） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为5、 轴的强度校核由图此轴危险截面为轴承b因强度不大，不需校核第七章 轴承的校核1、输出轴滚动轴承计算 1） 初步选择的滚动轴承为（0）2尺寸系列6212，标准精度级的深沟球轴承。不受轴向载荷， ，。载荷水平面h垂直面v支反力f则 1） 求当量动载荷 2） 验算轴承寿命 故合格。2、 中间轴滚动轴承计算 1） 初步选择的滚动轴承为03尺寸系列30306，标准精度级的圆锥滚子轴承. 轴向力， , ，。载荷水平面h垂直面v支反力f则 则 则 2） 求当量动载荷 由表13-5差值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为， ； ， 取 则 3） 验算轴承寿命 因为 ，所以按轴承b的受力大小验算故合格。第八章 键联接的选择及校核计算（主要参照机械设计（第八版）)一、输入轴键计算由于键、轴、轮毂都是钢，查表6-2得 取平均值 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 合格2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 第九章 联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输出轴选用弹性柱销联轴器，其型号为lx3，最小直径d=48mm，l=112mm。输入轴选用弹性柱销联轴器，其型号为 lx3，最小直径d=30mm，l=82mm。 第十章 润滑与密封齿轮采用浸油润滑，由机械设计（第八版）表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（gb5903-1995），油量大约为3.5l。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。查机械零件设计手册p981表314-26，选用浸油润滑方式并根据表314-27，选用150号机械油；轴承采用润滑脂润滑，并根据表314-23选用zl-3型润滑脂第十一章 减速器附件的选择由机械设计课程设计（第三版）选定通气罩为；油标为杆式油标；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺钉为螺钉m13；启盖螺钉m6。 第十二章 箱体的设计根据机械设计课程设计手册（第三版）表11-1得到下面数据名称符号计算公式结果箱座厚度9箱盖厚度19箱盖凸缘厚度13.5箱座凸缘厚度13.5箱座底凸缘厚度22.5地脚螺钉直径m12地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径=0.75m8盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）m6轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）m6视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）4，至外箱壁的距离查手册表11218 14 12，至凸缘边缘距离查手册表11216 12 10外箱壁至轴承端面距离=+（510）40 30 26大齿轮顶圆与内箱壁距离6.8齿轮端面与内箱壁