机械设计基础课程设计-设计某带式输送机传动装置.doc

机械设计基础课程设计说明书 班 级： 姓 名： 学 号：设计日期：- 29 -目录1设计任务书.21.1设计题目及工作条件.21.2 设计任务要求 . 2 2电动机的选择.3 2.1电动机功率的选择.3 2.2电动机转速的选择.3 2.3电动机主要外形和安装尺寸.4 3参数计算及分配.43.1计算总传动比及分配各级的伟动比.43.2运动参数及动力参数计算.5 4传动零件的设计计算.54.1皮带轮传动的设计计算.54.2齿轮传动的设计计算.7 5轴的设计计算.9 6滚动轴承的选择及校核计算 .22 7键联接的选择及计算 .24 8联轴器的选择 .25 9箱体结构的设计 .26 10润滑与密封 .28 11心得体会 .28 12参考文献 .301设计任务书1.1设计题目：设计某带式输送机传动装置，传动简图如图1-1所示。 工作条件：输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，每天两班制工作，使用期限10年。输送机速度允许误差5%，滚筒的效率为0.97，主要参数与选题方案见表1.1。 图1-1带式输送机传动简图表1.1 主要参数与选题方案 方案主要参数4输送带拉力F(N)1650输送带速度v(m/s)1.05滚筒直径D(mm)2201.2设计任务要求：1）减速器装配图纸一张（一号图纸）2)设计说明书一份2电动机选择2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 电动机功率选择： 由机械设计课程设计书查表选取 ：带轮的传动效率 =0.96 ：滚动轴承传动效率 （两对） =0.98 ：圆柱齿轮传动效率 =0.97 ：联轴器效率（含滚动轴承效率） =0.99 ：传动卷筒效率 =0.97（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9830.970.990.97=0.84(2)电动机的输出功率：=/9550总=460120/（95500.84）=6.88kw 电动机的工作功率： P工作=*总=6.88*0.84=5.78km电动机所需的额定功率： Pk=1.3*6.88=8.94kw2.2确定电动机转速： （1）已知滚筒工作转速：n筒=120r/min按指导书推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒nd=（624）120=7202880r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。根据容量和转速，由相关指导书查出适用的电动机型号。据容量和转速，由有关手册查出，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选电动机转速n=1000r/min。 （2）定电动机型号根据指导书以及所需的额定功率及同步转速， 电动机型号为Y160L-6其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。 2.3电动机主要外形和安装尺寸列于下表 中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)xHD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径M轴伸尺寸DE按键部位尺寸FGD140515345315254254154211012413参数计算及分配 3.1计算总传动比及分配各级的伟动比 （1）传动比：i总=n电动/n筒=970/120=8.08 （2）分配各级传动比 据指导书查表，取带i带 =2.5（带i=24合理） i总=i齿轮i带i齿轮=i总/i带=8.08/2.5=3.232 3.2运动参数及动力参数计算 （1）计算各轴转速（r/min）I轴 nI=970r/minII轴 nII=nI/i带=970/2.5=388(r/min)III轴 nIII=nII/i齿轮=388/3.232=120.05（r/min）IV卷筒轴 =n/i联=120.05/1=120.05（r/min） （2)计算各轴的功率（KW）I轴 PI=P工作=5.78KWII轴PII=PI带=5.78x0.96=5.55KWIII轴PIII=PII轴承齿轮=5.55x0.98x0.97=5.28KWIV卷筒轴= PIII联轴=5.28x0.99x0.98=5.12KW (3)计算各轴扭矩（Nm）TI=9550PI/nI=95505.78/970=56.91NmTII=9550PII/nII=95505.55/388 =136.60N.mTIII=9550PIII/nIII=95505.28/120.05=420.02N.m =9550PIv/nIV=9550x5.12/120.05=407.30N.m4传动零件的设计计算 4.1皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型 查表得KA=1.1 Pca =KAP=1.15.78=6.358KW 由课本图得：选用A型V带 （2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mmdmin=75mmdd2=n1/n2dd1=970/388100=250mm 带速V：V=dd1n1/601000=3.14100x970/60x1000 =5.076m/s 在525m/s范围内，带速合适。 （3）确定带长和中心矩 根据公式得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+250) a02(100+250) 所以有中心距：245mma0700mm 取 a0=500mm 由公式得： Ld02a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0 =2500+3.14（100+250）/2+（250-100）/(4500) =1560.75mm 根据查表取基准长度Ld=1600mm 根据公式得：aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1560.75)/2 =519.625mm(4)验算小带轮包角 根据公式有a11800-57.3(d2-d1)/a =1800-57.3x(250-100)/519.625 =163.460900（适用）（5）确定带的根数 根据课本P214页表13-3查表得 P0=0.95KW 根据课本P213页表13-5查表得 P0=0.11KW 根据课本P217页表13-7查表得 K=0.96 根据课本P212页表13-2查表得 KL=0.99由公式式可得Z=Pca/Pr=KAP/(P0+P0)KKL=6.358/(0.95+0.11)x0.96x0.99=6.31则带的根数为7（6）确定带的初拉力F0根据查表取 q=0.10由公式有（F0）min=500（2.5-K）Pca/Kzv+qv =500x（2.5-0.96）x6.358/0.96x7x5.076+0.10x5.076 =146.09N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。安装时应保证拉力F0不小于上述数值，但也不应过大。 (7)计算带传动的压轴力Fp 则作用在轴承的压力Fp，由公式得 Fp=2zF0sin1/2=27x146.09xsin（163.460/2） =2023.9N （8）带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为腹板式， 由于带数 z=7，由课本P224页表13-10查得e=15 f=9 则有带轮宽为 B=（z-1）e + 2f =（7-1）x 15 + 2 x 9 =108mm 4.2齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及确定许用应力考虑减速器传递功率不是较大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为197286HBS，lim1=590MPa，FE1=450 MPa；大齿轮选用45钢正火，齿面硬度156217HBS，lim2=480MPa，FE2=310 MPa；SH=1.1，SF =1.25H1= lim1/ SH=590/1.1MPa=536 MPaH2= 480/1.1MPa=436 MPaF1= FE1/ SF= 450/1.25MPa=360 MPaF2= 310/1.25MPa=248 MPa(2)按齿面接触疲劳强度设计 设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3，齿宽系数d=0.8，小齿轮上的转矩 TI=9550PI/nI=95505.78/970=56.91Nm=5.691 Nmm取ZE=188，则 = =65.5mm齿数=32,则=323.232103，故实际传动比i=103/32=3.22模数 m=/=65.5/32=2.043mm =m=332=96mm =3103309mm齿宽 b=d=0.896=76.8mm 取=78mm，=83mm中心距 a=(+)/2=(96+309)/2=203mm(3) 验算轮齿弯曲强度齿形系数 =2.56，=1.63； =2.21，=1.81 则 F1=27.5MPaF1=360 MPa F2F1=26.4MPaF2=248 MPa 故齿轮满足条件，安全可靠。(4) 齿轮的圆周速度 =4.87m/s 对照表可知选用8级精度是合宜的。表1.2齿轮基本数据名称符号计算公式模数mm=3mm压力角=分度圆直径 =m=96mm=m309mm齿顶高系数=1顶隙系数=0.25齿顶高=m=3mm齿根高全齿高hh=+=6.75mm齿顶圆直径 =102mm=315mm齿根圆直径=89mm=302mm中心距aa203mm5轴的设计计算5.1轴的设计 （1）选用45钢调质，197286HBS输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知5.28Kw，120.05r/min，420.02N.m （2）求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 =3103309mm 而 （3）初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。查表，取，于是 由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。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，查表，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度 （4）轴的结构设计 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足办联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位按轴直径取挡圈直径D=40mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取角接触球轴承7208AC，其尺寸为，故；而,即套筒的长度为9mm。 3)取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为56mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，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。轴环宽度，取。4) 轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5)取齿轮距箱体内壁的距离.考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 5.2轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按查表得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表，取轴端圆角 5.3求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时。对于圆柱滚子轴承N208E，由手册中查得因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。（1）求垂直面的支承反力 （2）求水平面的支承反力（3）计算垂直面的弯矩（4）计算水平面的弯矩（5）求合成弯矩载荷 水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩 5.4按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由表查得因，故符合强度要求，安全。 5.5精确校核轴的疲劳强度 (1)判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2)截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计查表得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由机械设计附图3-2 的尺寸系数；由附图3-3的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 查手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。 (3)截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ，轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。5.6齿轮轴的设计（1）选用45调质钢，硬度197286HBS.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，136.60N.m（2）求作用在齿轮上的力 因已知高速小齿轮的分度圆直径 =m=332=96mm 而 （3）初步确定轴的最小直径 材料为45钢，正火处理。根据机械设计查表，取，于是 ，由于键槽的影响，故 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。5.7齿轮轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1)为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径； （2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7206AC，其尺寸为，故；取,则设计套筒长度为13mm。 （3)由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V-VI的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 （4）轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 （5）取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。 5.8轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端圆角。5.9求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7206AC型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。1求垂直面的支承反力 2求水平面的支承反力3计算垂直面的弯矩4计算水平面的弯矩5求合成弯矩载荷 水平面H垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩5.10按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表查得因此，故符合强度要求，安全可靠。6滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的校核轴承的预计寿命 6.1计算输入轴承 已知，已知各面支反力 则有两轴承的径向支反力： 由选定的角接触球轴承7206AC，轴承内部的轴向力Fd=0.68Fr 因为，所以 故， ，查手册可得 由于，故; ,故 计算当量载荷、 由机械设计表，取，则 轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取， 查手册得7206AC型角接触球轴承的，则 故满足预期寿命。 6.2 计算输出轴承 已知，已知各面的支反力则有两轴承的径向支反力： 由选定的角接触球轴承7006AC，轴承内部的轴向力 因为，所以 故， ，查手册可得 由于，故; ,故 计算当量载荷、 由机械设计表，取，则 轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取， 查手册得7208AC型角接触球轴承的，则 故满足预期寿命。7键联接的选择及校核计算键联接设计 7.1带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，由机械设计查表得，选A型平键，其尺寸为，现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。7.2输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，查手册，选A型平键，其尺寸为，校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。 7.3输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，查手册，选A型平键，其尺寸为，现校核其强度：,， 查手册得，因为，故键符合强度要求。8联轴器的选择 联轴器传递的计算转矩 Tc=KAT= KA TIV =1.5136.60=204.9Nm 初估外伸端最小直径 dmin=(0.81)d电=(0.81) 38=30.438mm 选联轴器 选用弹性销联轴器（查手册表），选HL2，其公称转矩Tn=315 Nm204.9 Nm轴孔直径dmin=30.591mm,适合。故选LH2轴器。主动端,Z型轴孔,A型键槽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外加肋，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。因其传动件的圆周速度小于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大于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10mm，圆角半径为R=5。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M8螺钉紧固 B 放油螺塞：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：油标放置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.起盖螺钉但还是上的螺纹长度大于机盖联接凸缘的厚度，钉杆段部做成圆柱形，避免顶坏螺纹。 F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）M6视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械设计课程设计指导书221813，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导2014外机壁至轴承座端面距离=+（812）54大齿轮顶圆与内机壁距离1.211齿轮端面与内机壁距离12机座肋厚m1、m 轴承端盖外径+（55.5） 110 9210润滑与密封对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用7407号齿轮润滑脂（SY 403684）润滑，装至规定高度。油的深度为H+，H=40 =4.5 所以H+h=40+4.5=44.5其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，联接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。11心得体会 课程设计是我们专业课程知识综合应用的实践训练，也是很好的检验理论和实践的验金石，这也是我第一次接触课程设计这门学科，刚开始做设计时由于自己的理论知识不是很扎实，导致我无从下手，不知从哪里做起，该怎样做，随后我就不断的看机械设计的相关书籍，从而尽可能的充实自己的理论知识，渐渐的我对这次机械设计的题目一级圆柱齿轮减速器有了一个简要的轮廓，在通过进一步的查阅相关资料和向老师的咨询，从而我弄清楚了课程设计以及一级减速器的相关程序。通过次课程设计，我深深体会到了课程设计中的趣味与困难，我感受到做课程设计就是自己在设计发明一个物体，因此在设计的过程中要加倍的仔细认真，谨慎的做每一个计算，因为如果你做错一个部分的计算数据，那么你将会是全盘皆输，整个设计就需要重新来设计，所以在课程设计中最重要的就是认真的态度，尽可能的避免计算数据错误的现象出现，我在设计的过程中就出现过类似的事情，因此计算了三遍多，这些计算有时令我感到心烦意乱，但是想到杨老师对我们的谆谆教导，想到这只是自己实践设计的第一小步，今后还有更多的大项目需要我去设计面对，所以我依然咬紧牙关去面对它，最终完成了我人生第一次的设计。说实话，课程设计真的有点累然而当我看着自己的设计成果时，漫漫回味这一周多的心路历程，一种少有的成功喜悦即刻使倦意顿消。在这次课程设计中我不断的提示自己，一定要养成一种高度负责，认真对待的良好习惯这次课程设计使我得到了一次难得的磨练。短短一周多时间的课程设计，使我发现了自己所掌握的理论知识是如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力的不足，所以今后我要积极将理论与实践结合在一起，使我的综合能力不断的提高。最后，我要感谢我的杨老师，感谢您这一学期敬业的教育精神，我需要学习的东西还有好多，希望今后能有机会和您学习，我会更加努力的