《机械设计课设》word版.doc

机械课程设计目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31五 参考资料 32一. 课程设计书 设计课题:设计一带式运输机传动装置.运输机连续单向运转, 工作是有轻微的振动,减速器小批量生产,使用期限10年 ,单班制工作,运输容许速度误差为5% 。 表一数据编号运输机的工作转矩（Nm）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）36900.8320二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.绘制轴、齿轮零件图各一张(A3),绘制箱体零件图（A1)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤 1.传动装置总体设计方案:1）. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3）. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 2电动机的选择 (1) 电动机类型和结构形式的选择 Y系列三相交流异步电动机 (2) 确定电动机容量： 工作机阻力 带式运输机效率 工作机所需功率 V带传动的效率 轴承效率 （球轴承 西游润滑） 齿轮传动的效率 （齿轮为8级精度，稀油润滑） 弹性联轴器效率 传动装置的总效率 （3）电动机的选择 选择Y 系列三相异步交流电动机 型号为 Y132S-4 其参数如下表电动机型号额定功率kw满载转速额定转矩同步转速Y132S-45.514402.21500 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配总传动比 传动比分配 初取 则 4 传动装置运动和运动参数计算 （1） 各轴转速 ； ； （2） 各轴输入功率 ； ； ； 。 (3)各轴输入转矩： ； ； ； 。将以上结果列入下表，供以后计算使用轴号输入功率P/kw输入转矩T/()转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴4.01526.6314401轴3.81458.176626.092.30.992轴3.663230.58151.714.130.993轴3.517702.93847.783.1750.99工作机轴3.4575691.7747.7810.9935 V带的设计计算。 计算与说明主要结论一. 课程设计书 设计课题:设计一带式运输机传动装置.运输机连续单向运转, 工作是有轻微的振动,减速器小批量生产,使用期限10年 ,单班制工作,运输容许速度误差为5% 。 表一数据编号运输机的工作转矩（Nm）运输带工作速度（m/s）卷筒直径（mm）36900.8320二. 设计要求1.减速器装配图一张(A0)。2.绘制轴、齿轮零件图各一张(A3),绘制箱体零件图（A1)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤 1.传动装置总体设计方案:1）. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2）. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3）. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 2电动机的选择 (1) 电动机类型和结构形式的选择 Y系列三相交流异步电动机 (2) 确定电动机容量： 工作机阻力 带式运输机效率 工作机所需功率 V带传动的效率 轴承效率 （球轴承 西游润滑） 齿轮传动的效率 （齿轮为8级精度，稀油润滑） 弹性联轴器效率 传动装置的总效率 （3）电动机的选择 选择Y 系列三相异步交流电动机 型号为 Y132S-4 其参数如下表电动机型号额定功率kw满载转速额定转矩同步转速Y132S-45.514402.21500 3 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配总传动比 传动比分配 初取 则 4 传动装置运动和运动参数计算 （1） 各轴转速 ； ； （2） 各轴输入功率 ； ； ； 。 (3)各轴输入转矩： ； ； ； 。将以上结果列入下表，供以后计算使用轴号输入功率P/kw输入转矩T/()转速n/(r/min)传动比i效率电动机轴4.01526.6314401轴3.81458.176626.092.30.992轴3.663230.58151.714.130.993轴3.517702.93847.783.1750.99工作机轴3.4575691.7747.7810.9935 V带的设计计算1 确定V带截型 工作情况系数 带式运输机工作载荷变化较小 由表7-7 取 计算功率 V带截型 由图7-12 选取 A型 V带2 确定V带轮基准直径 小带轮基准直径 由图7-12及表7-4 取 大带轮基准直径 mm 由表7-5知 ，取 验算带速 3 确定中心距及V带基准长度 初定中心距 由 得 初选 计算V带基准长度 V带基准长度 由表7-2 选取实际中心距 取a=532 验算小带轮包角 4 确定V带根数单根V带基本额定功率 由表7-6 单根V带额定功率增量 由表7-8 小带轮包角修正系数 由表7-9线性插值求得 带长修正系数 由表7-2 V带根数 所以取 5计算初拉力 V带单位长度质量 由表7-1 单根V带的初拉力 取 6 作用在轴上的载荷 A型 V带V=7.536m/s在允许范围内 a=532mm五 V带轮的设计 六 高速齿轮传动的设计 计算与说明主要结果 1 选择齿轮材料及确定初步参数 （1） 选择齿轮材料及热处理 由表8-1选取 小齿轮 40Cr 调制处理 ，齿面硬度 260NBW 大齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230NBW（2） 初选齿数 取小齿轮 则大齿轮 取Z2=99（3）选选择齿宽系数选择齿宽系数 和传动精度等级： 初估小齿轮直径 螺旋角 照表8-8去齿宽系数=1 则 齿轮圆周速度 参照8-9 ，齿轮精度选为 8级（4） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 大齿轮 2） 寿命系数 由图8-24 3) 接触疲劳极限 由图8-20a 可得 1=720Mpa 2=580Mpa 4） 安全系数 参照表8-11 =1 5） 许用接触应力 2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩T1 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表8-4 取=1 动载系数 查图8-11 取 =1.11 齿间载荷分配系数 100N mm 所以由表8-5 取=1.4 由图8-14 取 所以 3) 弹性系数 由表8-6得 4） 节点区域系数 由图8-16得 5) 重合度系数 端面重合度 纵向重合度 因为 所以 (2) 求所需小齿轮直径 与初估d1基本相符 （3） 确定中心距a 模数 m等 1）模数 取标准模数 m=2 2）中心距 3） 螺旋角 4）分度圆直径 5）确定齿宽 大齿轮齿宽 取整 小齿轮齿宽 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 查机械设计 图8-29取 2）.极限应力 机械设计 图8-25a取， 3）.尺寸系数 查图8-30取 4）.安全系数 查表8-11取 E.许用弯曲应力 2)计算齿根弯曲应力 1）.齿形系数 当量齿数 查图8-18取 ， 2）.应力修正系数， 。 查图8-19取， 3）重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 当量齿轮端面重合度 4）.螺旋角系数 查图8-31取 5）齿根弯曲应力 结论：齿根弯曲疲劳强度足够。 小齿轮 40Cr 调制大齿轮 45钢 调制初选=1齿轮精度选为 8级K=1.69m=2a=117mm七 低速级齿轮传动 计算与说明 主要结论1 选择齿轮材料及确定初步参数 （1） 选择齿轮材料及热处理 由表8-1选取 小齿轮 40Cr 调制处理 ，齿面硬度 260NBW 大齿轮 45钢 调制处理 ，齿面硬度 230NBW（2） 初选齿数 取小齿轮 则大齿轮 取Z=95（3）选选择齿宽系数选择齿宽系数 和传动精度等级： 初估小齿轮直径 螺旋角 照表8-8去齿宽系数=1.2 则 齿轮圆周速度 参照8-9 ，齿轮精度选为 8级（5） 计算需用接触应力 1）循环应力次数 小齿轮 大齿轮 2） 寿命系数 由图8-24 3) 接触疲劳极限 由图8-20a 可得 1=720Mpa 2=580Mpa 4） 安全系数 参照表8-11 =1 5） 许用接触应力 2按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1） 确定各相关的参数值 1) 小齿轮转矩T1 2） 确定载荷系数 K 使用系数 由表8-4 取=1 动载系数 查图8-11 取 =1.02 齿间载荷分配系数 100N mm 所以由表8-5 取=1.2 由图8-14 取 所以 3) 弹性系数 由表8-6得 4） 节点区域系数 由图8-16得 5) 重合度系数 端面重合度 纵向重合度 因为 所以 (2) 求所需小齿轮直径 与初估d1基本相符 （3） 确定中心距a 模数 m等 1）模数 取标准模数 m=2 2）中心距 3） 螺旋角 4）分度圆直径 5）确定齿宽 取整b=62 大齿轮齿宽 小齿轮齿宽 3 按齿根弯曲疲劳强度校核 1)计算许用弯曲应力 1）寿命系数 查机械设计图8-29取 2）.极限应力 机械设计 图8-25a取， 3）.尺寸系数 查图8-30取 4）.安全系数 查表8-11取 E.许用弯曲应力 2)计算齿根弯曲应力 A.齿形系数 当量齿数 查图8-18取 ， B.应力修正系数， 。 查图8-19取， C.重合度系数 端面压力角 基圆螺旋角 当量齿轮端面重合度 D.螺旋角系数 查图8-31取 E.齿根弯曲应力 结论：齿根弯曲疲劳强度足够。4、轴的设计4.1高速轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=102（2）各轴段直径的确定由，P=3.814kw,则因为有键连接，所以 mm 所以取d1=20mm，L1=63 mm； L2装轴承套也起轴向定位作用，所以取d2=24mm，L2=44mm；L3装轴承，所以取d3=25mm，L3=30mm； d7也是装轴承，取d7=25，L7=27mm；d6段为齿轮轴过渡段，取d6=30mm，L6=8mm；d5段我齿轮轴段，L5=b1=54mm；d4段为过渡段取d4=29mm，L4=84mm初选轴承7205AC，其内径为25mm，所以取；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取 ，左端用轴端挡圈定位；右端轴肩高（0.070.1），去4mm，则；第四段装轴承，所以；初取，；综上所述：该轴的长度L=315mm4.2中间轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=102（2）各轴段直径的确定： 由, p=3.663,n=151.71则mm,段要装配轴承，选用7306AC轴承，=30mm，=28mmd2段为齿轮轴过渡段，取d2=36，L2=8d3装配低速级小齿轮，采用齿轮轴，L3=70mm，d3段主要是定位高速级大齿轮，取d4=45mm，L4=10mm，d4装配高速级大齿轮，取d4=38mm，L4=44mmd5段要装配轴承，取d5=30mm，L5=35mm取齿轮距箱体内壁距离为：10mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。故该轴总长为：L=202mm4.3低速轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=102（2）各轴段直径的确定：由, 则,考虑到该轴段上开有键槽，因此取=45mm，=82mm。d2为过渡段，取d2=52。L2=68mmd3装轴承，选用7211AC轴承,取d3=55，L3=33d4段为过渡段，取d4=60mm,L4=66mmd5做定位轴肩，取d5=70mm L5=6mmd6装配低速级大齿轮, ,取,d6=62mm，L6=60mmd7装配轴承,选用6011AC取d7=55mm, =47mm 所以该轴的总长为：L=340mm（3）校核该轴 L1=54mm,L2=124mm 作用在齿轮上的切向力为：径向力为轴向力 求水平面的支承反力：M= 得求垂直面的支承反力： 得 得绘制垂直面弯矩图绘制水平面弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查得，查课本231页表14-3得许用弯曲应力，则：因为=65d，所以该轴是安全的。(4)弯矩及轴的受力分析图如下： 小齿轮 40Cr 调制 大齿轮 45钢 调制Z2=95齿轮精度选为 8级m=24.3低速轴设计：（1）材料：选用40Cr调质处理，查表15-3取=35Mpa，A=102（2）各轴段直径的确定：由, 则,考虑到该轴段上开有键槽，因此取=45mm，=82mm。装配轴承，选用7212AC轴承,取=52。L2=68mm靠轴定位,取=55mm,=33mm取=60mm,=66mmd5装配低速级大齿轮, ,取,d5=65mm，L5=91mm装配轴承,选用6012取=60mm, =35mm取齿轮距箱体内壁距离为：16mm；由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm。所以该轴的总长为：L=340mm（3）校核该轴 =155.5mm,=71.5mm 作用在齿轮上的圆周力为：径向力为求垂直面的支承反力：求水平面的支承反力：由得N绘制垂直面弯矩图绘制水平面弯矩图求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把直接相加绘制当量弯矩Me图： 轴的转矩可按脉动循环考虑，已知轴的材料的为40Cr 调制，由表11-1查的 所以从图可见，m-m和n-n处截面较危险，其当量弯矩为：（取折合系数）计算危险截面处轴的直径：计入键槽的影响 计入键槽的影响所以该轴是安全的。(4) 弯矩及轴的受力分析图如下5.3低速轴上键的设计与校核 与联轴器联接的键 选用C型普通平键 已知=45mm，=703参考教材，取bh=149 L=80mm 强度校核查表5-2得 =100MP键的工作长度 加压应力 满足要求 所以所选键为:bhl=149906.3计算低速轴的轴承 轴承寿命校核 1)求轴承所受径向载荷, 对3号轴系进行受力分析： 总支反力 2)求轴承轴向载荷， 由表12-11知，7211AC轴承的内部轴向力 ,故 轴承1，2所受的轴向载荷 所以轴有向右运动的趋势，轴承2被压紧，轴承1被放松。 所以 3)计算轴承的当量动载荷, 轴承1 轴承2 由于 4)轴承的寿命计算 两端轴承选择相同的型号，且，故按计算。 球轴承；查机械设计P276页表12-7，温度系数; 查机械设计P276页表12-8，载荷性质系数 则所选轴承使用寿命大于所需寿命。 所以可以选用。9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M5紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的