机械设计课程设计-单级圆柱齿轮减速器及V带传动F500,V2.5,D300【全套图纸】.doc

完整的设计湖南工业大学全套图纸，加153893706机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 机械工程 学院（系、部） 2009 2010 学年第 下 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 副教授 学生姓名 专业班级 机工081 学号 08405600120 题 目 带式运输机传动系统设计 成 绩 起止日期 2010 年 12 月 20 日 2011 年 01 月 02 日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书2课程设计说明书3课程设计图纸张45机 械 设 计设计说明书带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2010 年 12 月 20 日 至 2011 年 01 月02 日学生姓名班级机工081学号08405600120成绩指导教师(签字)湖南工业大学课程设计任务书2010-2011学年第一学期机械工程 学院 机械工程及自动化 专业 机工081 班级课程名称： 机 械 设 计 课 程 设 计 设计题目： 带 式 运 输 机 传 动 装 置 设 计 完成期限：自 2010年12月 20 日 至 2011年01月 02 日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输链牵引力（F/N）：F=500N输送速度 V(m/s)：v=2.5m/s链轮节圆直径D (mm)：D=300mm工作条件：二班制（每班工作8小时），使用年限8年，常温下连续单向运转，空载起动，工作载荷有轻微冲击，中批量生产，运输链速度允许误差5%.二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张A0；（2） 零件工作图23张A3；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内 容传动系统总体设计传动零件的设计计算；减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵，纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，2001.2金清肃.机械设计课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007.。指导老师（签字）： 邹培海 2010年12 月10 日系（教研室）主任（签字）：王菊槐 2010 年 12 月 12 日目 录1.设计任务51.1 课程设计的设计内容51.2 课程设计的原始数据61.3 课程设计的工作条件62.带式输送机传送系统传动方案的分析和拟定72.1 设计题目：单级圆柱齿轮减速器及V带传动72.2 传动系统参考方案（如图）72.3 原始数据72.4 工作条件73.电动机的选择83.1 电动机的类型和结构形式的选择83.2 确定电动机的功率和型号83.3 确定电动机转速83.4 确定电动机型号94.传动系统的运动和动力参数的计算94.1 总传动比94.2 分配各级传动比94.3 运动参数及动力计算95.传动零件的设计计算105.1 皮带轮传动的设计计算105.1.1 选择普通V带105.1.2确定大小带轮基准直径，并验算带速105.1.3 确定基准长度Ld和中心矩a105.1.4 验算小带轮上的包角1115.1.5 计算带的根数z115.1.6 计算单根v带的初拉力的最小值115.1.7 带轮的结构设计115.2 齿轮传动的设计计算115.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数115.2.2 按齿面接触强度设计125.2.3 计算125.2.4 按齿根弯曲强度设计135.2.5 设计计算145.2.6 几何尺寸计算145.3 结构设计及绘制齿轮零件图156.轴的设计计算166.1 传动轴承的设计166.1.1 求输出轴上的功率PII，转速nII，转矩TII166.1.2 求作用在齿轮上的力166.1.3 初步确定轴的最小直径166.2 从动轴的设计166.2.1 求输出轴上的功率PIII，转速nIII，转矩TIII166.2.2 求作用在齿轮上的力166.2.3 初步确定轴的最小直径176.2.4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度176.2.5 求轴上载荷186.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度216.2.7 校核轴的疲劳强度217.键的设计与计算238.箱体结构的设计239.润滑密封设计2510. 心得体会251.设计任务1.1 课程设计的设计内容设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。图1.1带式运输机的传动装置1.2 课程设计的原始数据已知条件：运输带的工作拉力：F=500N；运输带的工作速度：v=2.5m/s；卷筒直径：D=300mm；使用寿命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小时。1.3 课程设计的工作条件 设计要求：误差要求：运输带速度允许误差为带速度的5%；工作情况：连续单向运转，工作载荷有轻微冲击；制造情况：中批量生产。2.带式输送机传送系统传动方案的分析和拟定2.1 设计题目：单级圆柱齿轮减速器及V带传动2.2 传动系统参考方案（如图）2.3 原始数据： F=500N F:输送带最大有效拉力 v=2.5m/s v：输送带工作速度 D=300mm D：输送机滚筒直径2.4 工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；输送带工作速度v的允许误差为+-5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修期为23年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。3.电动机的选择3.1 电动机的类型和结构形式的选择按已知工作条件和要求，可选用Y系列三相异步交流电动机。3.2 确定电动机的功率和型号工作机所需的有效功率为 Pw=Fv/1000=500*2.5/1000=1.25kw查常用机械传动和轴承等效率表可知：普通v带为0.95滚珠轴承为0.99闭式齿轮为0.97齿式联轴器为0.99滚筒为0.96滚柱轴承为0.96则01=联轴器=0.99 12=滚动轴承*闭式齿轮=0.99*0.97=0.9603 34=滚珠轴承*联轴器=0.99*0.99=0.9801 3w=滚珠轴承*滚筒=0.99*.0.96=0.9504所以，传动系统的总效率为：=01*12*34*3w =0.99*0.9603*0.9801*0.9504=0.88那么电动机工作时所需功率为：Pd=Pw/=1.25/0.88=1.42kw由书表12-1可知，满足PePd条件的Y系列三相异步交流电动机额定功率取为1.5kw。3.3 确定电动机转速n滚筒=601000V/(D)=6010002.5(300) =159.15r/min根据传动比合理范围，取圆柱齿轮一级减速器传动比范围i齿轮=35；取V带传动比i带=24，则总传动比范围为I=620。电动机转速的可选范围为：n=In筒=954.933183.10r/min,符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据功率和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号，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，则选则n=1500r/min 。3.4 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y90L-4。4.传动系统的运动和动力参数的计算4.1 总传动比：i总=n电动/n滚筒=1400/159.15=8.80（电动机满载转速为1400r/min）4.2 分配各级传动比 根据i带dmin=75，d2= nI/nIId1(1-)=1400/636.36140(1-0.02)=301mm由课本表8-8可知，取d2=315mm。 验算带速v：实际从动轮转速：nII=nId1/d2=1400140/315=622.22r/min转速误差为：nII/nII=(636.36-622.22)/636.36 =0.0220.05(允许)V=d1nI/(601000)=1401400/(601000)10.26m/s，因为5m/sv30m/s，故带速适合。5.1.3 确定基准长度Ld和中心矩a根据课本式（8-20），0.7(d1+d2)a02(d1+d2)，即319a01200（适用）5.1.5 计算带的根数z 计算单根v带的额定功率Pr：根据课本表8-4a得P0=1.55kw，根据课本表8-4b得P0=0.11kw，查表8-5得K=0.96，查表8-2得KL=1.01，于是 Pr=( P0+P0) KKL=1.6kw 计算v带的根数z：z= PC/ Pr = 1.65/1.6=1.03，故取z=1。5.1.6 计算单根v带的初拉力的最小值由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1 kg/m ，所以F0=500PC/(zV)(2.5/K-1)+qV2=192.4 N，应使带的实际初拉力大于它，则压力轴的最小值为FQ=2zF0sin(1/2)=381N5.1.7 带轮的结构设计由于带轮的圆周速度为6.89m/s，故用铸铁制造。小带轮采用实心式，大带轮采用轮辐式带轮取B=L=60mm。5.2 齿轮传动的设计计算5.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数按所选传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不要高，故选用7级精度（GB10095-88）。由课本表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调制），硬度为260HBS，大齿轮材料为45刚（调制），硬度为220HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数为Z1=30，则Z2=430=120。5.2.2 按齿面接触强度设计 选载荷系数K=1.5。 计算小齿轮的转矩：TII=9.55106PII/nII=9.551061.41/463.05=2.9104Nmm。 由课本表10-7选取齿宽系数d= 0.8。 由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/2。 由课本图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa。 计算应力循环次数：N=60nj =60463.051（283008）=1.066810hN=1.066810/4=2.667* 10h 由图10-19查得，K=0.93 ， K=0.96。计算接触疲劳需用应力：取失效概率为1%,安全系数S=1,公式得:=0.93600=558=0.96550=528 许用接触应力 ： 5.2.3 计算 小齿轮的分度圆直径d：=46.42mm计算圆周速度：1.13m/s计算齿宽b： b=37.14mm计算摸数m：=计算齿宽与高之比：齿高h=2.25=2.251.55=3.48， =46.42/3.48 =13.34计算载荷系数K：使用系数=1根据,7级精度, 查课本得动载系数K=1.07,查课本K的计算公式:K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.60.82) 0.82+0.231046.42=1.29查课本得: K=1.35查课本得: K=1.2故载荷系数:KK K K K =11.071.21.29=1.69按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：d=d=50.64计算模数=5.2.4 按齿根弯曲强度设计计算载荷系数K：KK K K K=11.071.21.291.69查取齿形系数Y和应力校正系数Y：齿形系数Y2.592 ，Y2.211 应力校正系数Y1.596， Y1.774计算大小齿轮的 并加以比较： 安全系数由表查得S1.25查课本得到弯曲疲劳强度极限，小齿轮，大齿轮 查课本得弯曲疲劳寿命系数: K=0.86 ，K=0.93 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 = = 大齿轮的数值大.选用.5.2.5 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=50.64来计算应有的齿数.于是有: z=25.32 取z=26，那么z=426=104。5.2.6 几何尺寸计算 计算中心距： a=130计算大.小齿轮的分度圆直径：d= =262=52d=1042=208 计算齿轮宽度：B= 取圆整的 ，5.3 结构设计及绘制齿轮零件图6.轴的设计计算6.1 传动轴承的设计6.1.1 求输出轴上的功率PII，转速nII，转矩TIIPII=1.41kw，nII=636.36r/min，TII=2.1104Nmm6.1.2 求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d=208而 F= F= FF= Ftan=278.80=0N6.1.3 初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3取，于是得6.2 从动轴的设计6.2.1 求输出轴上的功率PIII，转速nIII，转矩TIIIPIII=1.35kw，nIII=159.09(r/min)，TIII=0.81105Nmm6.2.2 求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为 d1=52而 F= F= FF= Ftan=42690=0N6.2.3 初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15-3取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号：查表,选取，因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径=30mm，半联轴器的长度L=112mm，半联轴器与轴配合的轴孔长度为L1=84mm。6.2.4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,轴段右端需要制出一轴肩,故取直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与，为了保证轴端挡圈只压在半轴器上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比略短一些，现取LI-II=82mm。初步选择滚动轴承.因轴承受有径向力作用,故选用单列深沟球球轴承.参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列深沟球轴承6208型.基本尺寸为dDB=40mm80mm18mm，取LVII-VIII=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.查得6208型轴承定位轴肩高度h=4mm，因此d=48mm。取安装齿轮处的轴段d=47mm;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮的宽度为73mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取LIV-V=71mm. 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高4,d=52mm.轴环宽度,取LV-VI=8mm.轴承端盖的总宽度为20mm(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 ,故取lII-III=50.取齿轮距箱体内壁之距离a=8,两圆柱齿轮间的距离c=10.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 s,取s=4,已知滚动轴承宽度B=18,高速齿轮轮毂长L=50,则LIII-IV=18+4+8+2=32mm，LVI-VII=50+10+8+4-8=64mm。至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。6.2.5 求轴上载荷首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查表对于6208型的深沟球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.。从轴的结构图已经弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。计算截面C处的MH、Mv及M的值： 传动轴总体设计结构图：从动轴的载荷分析图：6.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度根据 = MP前已选轴材料为45钢，调质处理。查表15-1得=60MP。 ，此轴合理安全。6.2.7 校核轴的疲劳强度判断危险截面：截面A,B只受扭矩作用。所以A，B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,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可.截面左侧：抗弯系数 W=0.1=0.1=6400抗扭系数 =0.2=0.2=12800截面的右侧的弯矩M为 截面上的扭矩T为 =110000截面上的弯曲应力为截面上的扭转应力为 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本得： 因 ，经插入后得2.0 =1.31轴性系数为 =0.85K=1+=1.82K=1+（-1）=1.26所以 综合系数为： K=2.8K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 W=0.1=0.1=10382.3抗扭系数 =0.2=0.2=20764.6截面左侧的弯矩M为 M=136774截面上的扭矩为 =110000截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 = K=K=所以 综合系数为：K=2.8 K=1.62碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数S=25.13S13.71S=1.5 所以它是安全的。7.键的设计与计算选择键联接的类型和尺寸：一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d=48 d=63查表14-10取： 键宽 b=14 h=10 t=5.5 =36 b=18 h=12 t=6.0 =50校核键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作长度 36-14=2250-18=32键与轮毂键槽的接触高度 K=0.5 h=5K=0.5 h=6由式（6-1）得： 两者都合适取键标记为：键2：1436 A GB/T1096-1979键3：1850 A GB/T1096-19798.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10，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M6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