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机械设计课程设计姓 名： 学 号： 班 级： 指导教师： 完成日期： 机电工程学院课程设计 任务书题 目带式运输机的传动装置设计内容及基本要求1、设计内容：图示如下，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差0.5%。2、已知条件： 输送带工作拉力F=1.15KN；输送带工作速度v=1.4m/s;允许输送带速度误差为）；滚筒直径D=240mm;滚筒效率（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、设计要求：1）、每人单独一组数据，要求独立认真完成。2）、图纸：减速器装配图纸一张（A1），零件工作图三张（A3轴、箱体、箱盖）。3）、课程设计计算说明书一份。设计起止时间2012年12月10日 至 2012年12月16日学生签名年 月 日指导教师签名年 月 日2机械设计课程设计说明书目录第一章一、绪论4二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算5五、V带的设计计算5六、齿轮的设计计算6 七、轴的设计计算10 八、滚动轴承的选择及校核计算15 九、键的选择及校核16十、箱体设计16十一、减速器附件的选择17 十二、润滑与密封18 十三、设计小结及参考文献18 第一章1绪论 传动装置时大多数机器或机组的主要组成部分，传动装置在整台机器的质量和成本中都占有很大的比例，不断提高传动装置的设计和制造水平就具有极其重大的意义。 2电机的选择1传动装置的总效率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒由机械设计手册图1-7取带=0.96；轴承=0.99；齿轮=0.98; 联轴器=0.99；滚筒=0.96。所以，传动装置的总效率=0.960.990.990.990.980.990.96=0.872电动机所需要的功率Pd=FV/总=11501.4/0.87=1.85kw。3滚筒的转速n筒=601000V/D=6010001.4/（240）=111r/minV带传动的传动比范围为=25（机械设计第八版155页）单级圆柱齿轮减速器，推荐传动比为810（机械设计第八版413页）由机械课程设计手册图1-8单机减速器传动比46，取25，所以总传动比范围为I总=425。故电动机转速的可选范围为 nd=I总n筒，nd=（425）111=4442775r/min符合这一范围的推荐电动机有1430r/min。查机械设计手册表12-1查出有一种适用的电动机型号、如下表电动机型号额定功率满载转速满载电压质量/kWr/minVKgY100L1-42.214303802.334电动机确定为Y100L1-4。其主要性能：额定功率：2.2KW，满载转速1430r/min3计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/111=12.92、分配各级传动比：取V带i带=4（V带传动比I1=24合理）i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=12.9/4=3.22534运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）n电机=1430r/minnI= n电机/i带=1430/4=357.5(r/min)nII=nI/i齿轮=357.5/3=119 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=Pd带轴承=1.850.960.99=1.76KWPII= PI轴承齿轮=1.760.990.98=1.71KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI= 9550PI/ nI=95501.76/357.5=47NmTII= 9550PII/ nII=95501.71/110.9=147Nm5 V带的设计计算1.确定计算功率PCkA=1.2Pca=KAPd=1.21.85=2.22kw2.选择V带的带型根据Pca、n电机由机械设计第八版157页图8-11选用Z型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径：由机械设计第八版155页表8-6和157页表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。验算带的速度：v=dd1n电机/（601000）=901430/（601000）=6.7m/s在5-25m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。dd2=i带dd1=490=360mm4.确定带长和中心矩1）根据0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初定中心距a0=500mm2）由机械设计第八版146页表8-2计算带所需的基准长度 Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2500+3.14（90+360）/2+（360-90）2/（4500）1743.31选带的基准长度Ld=1800mm按课本式计算中心距 aa0+（Ld- Ld0）/2=556.69mm中心距变动范围amin=a-0.015Ld=530.5amax=a+0.03Ld=608.995.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）57.30/a=1800-（360-90）57.30/556.69=1520900（适用）6.确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=90mm和n电机=1430r/min由机械设计第八版152页表8-4a、153页8-4b、146页8-2、155页8-5得P0=0.36kw、P0=0.03、KL=1.18、Ka=0.92.Z =2.22/（0.36+0.03）0.921.18=5.24取整根为67.确定带的初拉力F0单根V带所需的最小初拉力机械设计第八版149表8-3得q=0.06（kg/m）(F0)min=500（2.5/0.92-1）2.22/（1.46）+0.061.42N=227.1N对于新安装的V带，初拉力应为1.5(F0)min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3(F0)min 8.计算带传动的压轴力Fp为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=26227.1sin（152/2）=2644.25N综上可知带传动的设计参数如下：选用Z型V带传动比i带=4带数Z=6带速：v=6.7m/s基准直径：dd1=90mm，dd2=360mm6齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由机械设计第八版191页表10-1可选择小齿轮的材料为40Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为25，则大齿轮的齿数为z2=253.225=80.625，取z2=812按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 （1）由机械设计第八版203页公式10-9a选用载荷系数=1.3（2）计算小齿轮传递的转矩T1=95.51051.76/357.5=4.7104Nm（3）由机械设计第八版205页表10-7选定齿轮的齿宽系数（4）由机械设计第八版201页表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8（5）由图机械设计第八版209页10-21（d）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=550MPa（6）计算应力循环次数。N1=60n1jLh =60357.51(2436510）=1.88109N2=60n2jLh=60110.91(2436510)=5.83108(机械设计第八版206页公式10-13)(7) 由机械设计第八版207页图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.9, KHN2=0.95。（8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，（机械设计第八版205页 公式10-12）得=540Mpa=522.5Mpa2.计算（1）试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=50.90mm(2)计算圆周的速度=3.1450.90357.5/(601000)=0.95 m/s.(3)计算齿宽b=150.90mm=50.90mm(4)计算齿宽和齿高之比。模数=50.90/25=2.036mm齿高=2.252.036=4.581 mm50.90/4.581=11.11(5）计算载荷系数。根据V=0.95mm/s;7级精度，可查得动载系数=1.05(机械设计第八版194页图10-8) 直齿轮，=1；(机械设计第八版194页图10-8) 使用系数=1；(机械设计第八版196页图10-4) 用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称分布时，=1.420。由=11.11，=1.420(机械设计第八版198页图10-13) 得=1.35;故载荷系数=11.0511.420=1.491 (6) 按实际的载荷系数校正所算得得分度圆直径 得 =53.292 mm (7)计算模数m。 =53.292/25=2.13mm 3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为 (1)确定公式内的各计算数值.1）(机械设计第八版208页表10-20c)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限=380MPa;2) （机械设计第八版206页图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88;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 4）计算载荷系数。 = =11.0511.35=1.41755)查取齿形系数。 （机械设计第八版200表10-5）=2.62，=2.218。6）查取应力校正系数。（机械设计第八版200表10-5）=1.59；=1.772。7）计算大小齿轮的并加以比较。 =2.621.59/303.57=0.0137226 =2.2181.772/238.86=0.0164543 大齿轮的数值大。（2）设计计算 m3（21.41754.71040.0164543/252）mm =1.5194mm 对比计算结果，由齿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，由于齿数模数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（即模数与齿数乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.5194并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得得分度圆直径d1=53.291mm 算出小齿轮齿数 =53.291/2=26.6455取27 算出大齿轮齿数 =273.225=87.075取88 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。4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=272=54mmd2=z2m=972=174mm(2)计算中心距=（54+174）/2=114(3）计算齿轮的宽度54mm取B2=54 mm B1=60 mm.综上可知，齿轮的设计参数如下：小齿轮分度圆直径：d1=54mm大齿轮分度圆：d2=174mm中心距a=114mm小齿轮齿宽：B1=60mm大齿轮齿宽：B2=54mm模数m=27轴的设计计算轴的设计计算1、 两轴上的功率P、转数n和转矩由前面的计算已知：PII=1.71kw nII=110.9r/minPI=1.76 kw nI=357.5r/min2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=174mmFtII=2TII/d2=2147000/174 =1689.66NFrII= FtIItan20=614.99N因已知高速小齿轮的分度圆直径为d1=54mmFtI=2TI/d1=247000/54=1740.74NFrI=FtItan20=633.46N3、初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调质处理（机械设计第八版370表15-3）取=110，于是得dminII=（PII/ nII）1/3=110（1.71/110.9）1/3=27.38mmdminI= （PI/ nI）1/3=110（1.76/357.5）1/3=18.71mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，（机械设计第八版351表14-1）考虑到转矩变化小，故取.则1.5147=220.5按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，可选取弹性套柱销联轴器，查机械设计手册，选用LT6型弹性套柱销联轴器，联轴器的孔径d1=32mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。A、 低速轴的结构设计（1） 选择轴的材料 选轴的材料为45号钢，调质处理。（机械设计第八版362表15-1）B=640Mpa,s=355Mpa, 许用弯曲应力-1=60Mpa（2）轴上零件的周向定位单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。大齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。（3）、确定各段轴的直径根据轴各段的直径确定原则，轴段1处为轴的最小直径，将估算轴d1=32mm作为外伸端直径d1与联轴器相配；轴段2要考虑联轴器的定位和安装密封圈的需要，故d2=35mm，轴三安装轴承，故d3=38mm；轴段4用于安装齿轮，为便于齿轮装套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧拆与齿轮配合，d5=50mm,轴径d4应大于d3，d6=42mm,取d4=42mm；齿轮左端用用轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定；轴段7应与段3同样的直径为d7=38mm。（4）、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6007，其尺寸dDB=45mm62mm14mm。轴承宽度B=14,最小安装尺寸D=41,故轴环直径取d6=42mm.(5）确定轴各段长度 为保证大齿轮的固定的可靠性，取轴段4的长度应该稍微短于齿轮的宽度，故L4=50mm；根据轴环宽度可取轴段5长度L5=4.2mm；据轴承内圈宽度B=14mm，箱体内壁至轴承端面距离为10mm，可取取L6=20mm，因为两轴承相对齿轮对称，取轴段L3=25mm；为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸冲突而去定轴段2的长度， 查取L2=46mm；根据联轴器轴孔选长度L1=60mmB.高速轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查课本表15-1可知：B=640Mpa,s=355Mpa, 许用弯曲应力-1=60Mpa因为dminI=19mm，考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm2.高速轴的结构设计（1）确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。小齿轮直径较小，可做成齿轮轴。两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。小齿轮的两端设置轴肩给挡油环定位。(2)确定轴各段的直径 轴段1的直径为轴的最小直径，故选定D1=d1=22mm；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择D2=25mm；轴段3为安装轴承，为便于安装应取D3D2，且与轴承内径标准系列相符，取D3=30mm（其中选择轴承型号为6206，其尺寸为：dDT=30mm62mm16mm，安装尺寸为36mm）；轴段4在小齿轮两侧对称设置的两轴肩处直径为D4=38mm，D5=60mm，轴段6安装轴承，应与段4同样的直径，故选D6=38mm,D7=30（3）、确定个轴段的长度 轴段4考虑到给挡油环定位，根据草图，可设计L5=55mm；L1=44,L3=20,L4=5.6,L6=5.6,L2=32.2（4）、选取轴承型号。初选轴承代号6205.查机械设计手册得轴承宽度B=16mm安装尺寸为36，故挡油环为8mm 。（5）危险截面的强度校核1）从动轴的强度校核 圆周力 径向力 由于为直齿轮，轴向力为0 作从动轮简图 图中： 扭矩T=147.25N.M 校核 （机械设计第八版362表15-1）得 强度足够2）主动轴的强度校核 做主动轴的受力简图 扭矩T=47.018Nm 校核 （机械设计第八版362表15-1）得。强度足够8滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命2436510=87600小时两轴承承受径向载荷1）低速轴深沟球轴承=3Lh=106(ftCr/P)/60n根据机械设计手册得6007型的Cr=16200N87600h预期寿命足够2）高速轴Lh=106(ftCr/P)/60n根据机械设计手册得6206型的Cr=19500N87600h预期寿命足够9键的选择及校核 （1）主动轴轴伸直径为22mm，查机械设计手册可选用A键，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格 （2）从动轴轴伸为32mm，查机械设计手册可选用A键，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格 （3）齿轮配合处，直径42mm，查机械设计手册选用A键，45钢，许用挤压应力 强度足够，合格 10箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚10机盖壁厚110机座凸缘厚度b15机盖凸缘厚度b115机座底凸缘厚度b225地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d115机盖与机座联接螺栓直径d210连接螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d310定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df，d1 d2至凸缘边缘距离C224, 20，16轴承旁凸台半径R114箱座高度H 230外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m8.5， 8.5轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D211减速器附件的选择1.观察孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下检查孔尺寸(mm)检查孔盖尺寸(mm)BLb1L1b2L2R孔径d4孔数n681201001508413556.542.通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，现选通气塞。查表确定尺寸如下：DDD1SLlad1M21.53025.4222815463.游标选游标尺，为稳定油痕位置，采用隔离套。查表确定尺寸如下：dd1d2d3habcDD1M12412628106420164定位销为保证箱体轴承座的镗制和装配精度，需在箱体分箱面凸缘长度方向两侧各安装一个圆锥定位销。定位销直径d=(0.70.8)d2, d2为凸缘上螺栓直径，长度等于分箱面凸缘总厚度。5.起盖螺钉为便于开启箱盖，在箱盖侧边凸缘上安装一个起盖螺钉，螺钉螺纹段要高出凸缘厚度，螺钉端部做成圆柱形。12润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm。2.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。4.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定，轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。13设计小结通过这次课程设计，对机械设计知识有了更新更全面的了解，综合知识的应用以及和同学交流讨论的过程中都使我受益匪浅。这次课程设计让我系统全面的复习了机械设计，加深了印象，也明白了