机械设计2.doc

沈 阳 工 程 学 院课 程 设 计设计题目：带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 系 别 机械系 班级 数控092 学生姓名 张春会 学号 14 指导教师 孙泰鹏、白斌 职称 讲师 起止日期：2011年6 月20日起至2011年7月1日止目 录机械设计基础课程设计任书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择.3三、计算传动装置的运动和动力参数.5四、运动参数及动力参数算.6五、传动零件的设计计算.7六、轴的设计计算.121输入轴的设计计算.122输出轴的设计计算.18七、滚动轴承的选择及校核计算.21八、键联接的选择及校核计算.23九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的择.24十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.25参考资料目录机械设计基础课程设计任书一、设计题目： 用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器带式输送机的传动装置简图1、普通v带传动； 2、电动机； 3、减速器； 4、联轴器； 5、运输皮带； 6、传动滚筒二、原始数据： 组 别运输带牵引力f （n）运输带速度v （m/s）传动滚筒直径d （）第三组13001.55250三、工作条件：连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差5，二班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。四、应完成的工作：1.减速器装配图一张；（a0图,主俯左三视图）2.零件图两张；（a2图，大齿轮、低速轴或齿轮轴，）3.设计说明书一份。五、设计时间： 2011年6 月20日起至2011年7月1日止六、要求1.图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2.计算正确，论述清楚、文字精炼、插图简明、书写整洁，要装订成册。七、设计说明书主要内容1.封皮2.课程设计成绩评定表3.课程设计任务书4.目录（标题及页次）；5.题目分析，传动方案设计；6.电动机选择及传动装置的运动和动力参数计算；7.传动零件的设计计算（确定带传动及齿轮传动的主要参数）；8.箱体设计及说明；9.轴的设计计算及校核；10.键联接的选择和计算；11.滚动轴承的选择和计算；12.联轴器的选择；13.润滑和密封的选择；14.减速器件设计；15.参考资料（资料的编号 及书名、作者、出版单位、出版年月）；16设计心得体会。机械系实践教学教研室2011.一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动工作条件：连续单向运转，工作时载荷平稳，空载启动，输送带允许速度误差5，二班制工作，使用期限10年（每年工作日300天），小批量生产。载荷平稳，环境清洁。原始数据：滚筒圆周力f=1300n；带速v=1.55m/s；滚筒直径d=250mm。二、电动机的选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9930.970.990.96=0.8587(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=13001.55/10000.8587=2.346 kw3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000v/d=6010001.55/250=118.471r/min 按手册p7表1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=35。取v带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（620）118.471=7102369r/min符合这一范围的同步转速有2880、1430、960r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩100-232880 r/min2.22.3y1002-3kw1430r/min2.22.3132-63960r/min2.02.2如指导书p203页171表。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n=1430r/min。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y100l2-4。其主要性能：额定功率：3kw，满载转速1430r/min，质量38kg。三、计算传动装置的运动和动力参数1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/118.471=12.072、分配各级伟动比（1） 据指导书p7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=12.07/3=4.023四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）ni=n电机=1430r/minnii=ni/i带=1430/4.023=355.46(r/min)niii=nii/i齿轮=355.46/3=118.47(r/min)2、 计算各轴的功率（kw）pi=p工作=2.346kwpii=pi带=2.3460.96=2.25kwpiii=pii轴承齿轮=2.250.990.97 =2.16kw3、 计算各轴扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551062.346/1430=15667nmmtii=9.55106pii/nii=9.551062.25/355.46 =60449.8nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551062.16/118.47=174090.6nmm 五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通v带截型由课本p218表13-8得：ka=1.2pc=kap=1.23=3.6kw由课本p219图13-15得：选用a型v带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本p219图13-15得，推荐的小带轮基准直径为80100mm 则取dd1=100mmdmin=80 dd2=n1/n2dd1=1430/355.46100=402mm由课本p219表13-9，取dd2=400mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=1430100/400 =357.5r/min转速误差为：(n2-n2 )/n2=(357.5-355.46)/357.5 =-0.00581200（适用）（5）确定带的根数根据课本p214表（13-3）p0=1.32kw根据课本p216表（13-5）p0=0.17kw根据课本p217表（13-7）k=0.95根据课本p212表（13-2）kl=1.06 由课本p218式（13-15）得z=pc/p=pc/(p0+p0)kkl =3.6/(1.32+0.17) 0.951.06 =2.4 取z=3(6)计算轴上压力由课本p212表（13-1）查得q=0.1kg/m，由p220式（13-17）单根v带的初拉力：f0=500pc/（zv）（2.5/k-1）+qv2=5003.6/（37.48）(2.5/0.95-1)+0.17.482 =136.47n则作用在轴承的压力fq，由课本p221式（13-18）fq=2zf0sin1/2=23136.47sin155.920/2=800.81n2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及确定许用应力； 小齿轮用40cr调质，齿面硬度217286hbs, hlim1=700mpa ，fe1=600mpa(表11-1),大齿轮用45调质，齿面硬度197286hbs, hlim1=380mpa ，fe2=300mpa(表11-1)。由表11-5，取sh=1.1, sf=1.25;h1=hlim1/sh=700/1.1mpa=636.36mpah2=hlim2/sh=380/1.1mpa=345.45mpaf1=fe1/sf=600/1.25=480 mpaf2=fe21/sf=300/1.25=240 mpa (2)按齿面接触强度设计 设计齿轮按8级精度制造。取载荷系数k=1.5表（11-3），齿宽系数d=0.8表（11-6）小齿轮转矩t1=9.55106p/n1=9.551062.346/1430=1.567104取ze=188(表11-4) ,标准zh=2.5 d1 2kt1(u+1)/（du）(zezh/h) 21/3= 21.51.567104 (3+1)/（30.8）(1882.5/345.45) 21/3=51.4mm取小齿轮齿数z1=20。则大齿轮齿数：z2=iz1=320=60 实际传动比i0=60/20=3传动比误差：i-i0/i=3-3/3=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=3模数：m=d1/z1=51.4/20=2.57mm齿宽：b=dd1=0.851.4mm=42.12mm取b2=45mm b1=53mm按表4-1取模数：m=3，实际d1= m z1=320=60mm, d2= m z2=360=18 0mm(3)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(z1+z2)=3/2(20+60)=120mm(4)齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=20,z2=60由图（11-8,11-9）得yfa1=2.95 ysa1=1.57yfa2=2.33 ysa2=1.72(5) 计算两轮的许用弯曲应力将求得的各参数代入式（11-5）f1=(2kt1yfa1ysa1)/(bm2z1)=(21.51.571042.951.57)/(452.5220) mpa=26.9mpa f1=480 mpaf2=f1yfa2ysa2/ (yfa1ysa1)=26.92.331.72/(2.951.57) mpa=23.27mpa f2=240 mpa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(6)计算齿轮的圆周速度vv=d1n1/(601000)=3.14601430/(601000)=4.49m/s对照表11-2可知选择八级精度是合宜的。六、轴的设计计算 1 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度197286hbs根据课本p245（14-2）式，并查表14-2，取c=115d115 (2.25/355.46)1/3mm=28.67mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=28.67(1+5%)mm=30选d1=30mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=30mm h=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=30+221.5=36mmd2=36mm初选用6308c型接触球轴承，其内径为40mm,宽度为18mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+9+18+50）=80mmiii段直径d3=40mml3=l1-l=50-2=48mm段直径d4=46mm5=60mm,宽b=63+7=70mm7=46mm8=40mm五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40cr，调质处理，查表15-31，取高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径a段：=30mm 有最小直径算出）b段：=36mm，设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mmc段：=40mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径d段：=46mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=3mme段：=70mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116g段， =46mm, 国度h=3mmf段：=40mm, 与轴承（圆锥滚子轴承6208）配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度a段：由p223长度l1=(1.52)d1=4560mm,长度取l1=50mm b段：=50mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmc段：=29mm, 与轴承（圆柱滚子轴承6208）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）=b+3+ 2=18+9+2=29mmg段：=28mm, 与轴承（圆柱滚子轴承6208）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）f段：，=2-2=10-2=8mme段：，齿轮的齿宽轴总长l=251mm两轴承间距离（不包括轴承长度）s=134mm， (3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=60mm求转矩：已知t2=60449.8nmm求圆周力：ft根据课本p168（11-1）式得ft=2t2/d2=60449.8/60=2014.99n求径向力fr根据课本p168（11-1）式得fr=fttan=2014.99tan200=733.39n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=67mm (1)绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：fay=fby=fr/2=733.39/2366.7nfaz=fbz=ft/2=2014.99/21007.495由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=366.760/2=11nm (3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1007.49560/2=30.225nm (4)绘制合弯矩图（如图d）mc=(mc12+mc22)1/2=(112+30.2252)1/2=32.16nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：t=9.55p2/n2106=9.552.55/355.46106=68.5nm (6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面c处的当量弯矩：mec=mc2+(t)21/2=32.162+(168.5)21/2=75.68nm (7)校核危险截面c的强度由式（6-3）e=mec/0.1d33=75.68/0.1403=11.82mpa -1b=60mpa该轴强度足够。 1 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45调质，硬度197286hbs根据课本p245（14-2）式，并查表14-2，取c=115d115 (2.16/118.5)1/3mm=30.3mm取d1=ds=30mm ,d1=30*1.05=31.5mm l=55mms=48,l=1.3ds=62.4mm=63mm1=32mm2=38mm3=45mm4=48mm轴肩h=(0.07d5+3)(0.1d5+5)=6.369.8mm则h=8mm5=48+2*8=64mm周肩宽b=1.4h=11.2mm,取b=12mm2、轴的结构设计 （1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选6207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为?mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=180mm求转矩：已知t3=174090.6nmm求圆周力ft：根据课本p168（11-1）式得ft=2t3/d2=2174090.6/180=1934.34n求径向力fr根据课本p 168（11-1）式得fr=fttan=1934.340.36379=703.7n两轴承对称la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=703.7/2=351.85faz=fbz=ft/2=1934.34/2=967.17n (2)由两边对称，书籍截c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为mc1=fayl/2=351.8552.5/2=9.236nm (3)截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=967.1752.5/2=25.388nm (4)计算合成弯矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（9.2362+25.3882）1/2 =27.016nm (5)计算当量弯矩：根据课本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=27.0162+(168.5)21/2 =73.63nm (6)校核危险截面c的强度e=mec/（0.1d）=73.63/(0.1453)=8.08mpa48720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=118.47r/min fa=0 fr=faz=967.17n试选6309型球轴承 (4)计算当量动载荷p1、p2根据课本p279表（16-4）得p1= (x1fr1+y1fa1)= (1967.17)= 967.17np2=(x2fr2+y2fa2)=(1967.17)= 967.17n (5)计算轴承寿命lhp1=p2 故p=967.17 =3根据手册p120 6309型轴承cr=52800n由课本p279（16-3）式得lh=106(cr/p)/=106(152800/967.17)3/118.47=1373.36106h48720h预期寿命足够 此轴承合格八、键联接的选择及校核计算(1)输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d1=30mm,l1=50mm由机械课程指导书p115表11-26得，选用a型平键，得：键a 87 842gb/t1096 l=l1-b=50-8=42mmt2=60449.8nmm h=7mm根据课本p158 (10-26)式得p=4t2/dhl=460449.8/(30742) =27.41mpap(110mpa)(根据课本p158表10-10取p=(110mpa)2、输出轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=32mm l3=60mm t3=174090nmm由机械课程指导书p115表11-26得，选用a型平键，得：键a 108 1052gb/t1096 l=l3-b=60-10=50mm h=8mm根据课本p158 (10-26)式得p=4t/dhl=4174090/(32850) =54.4mpap(110mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=48mm l2=63mm t=174090 nmm由机械课程指导书p115表11-26得，选用a型平键，得：键149 gb/t 1096l=l2-b=63-14=49mm h=9mm根据课本p158 (10-26)式得p=4t/dhl=4174090/48949=32.9mpapf=1300nv=1.55m/sd=250mmn滚筒=118.471r/min总=0.8587p工作=2.346kw电动机型号y100l2-4i总=12.07据手册得i齿轮=3i带=4.023ni =1430r/minnii=355.46r/minniii=118.47r/minpi=2.346kwpii=2.25kwpiii=2.16kwti=15513nmmtii=60449.8nmmtiii=174090.6nmmdd2=402mm取标准值dd2=400mmn2=476.67r/minv=5.03m/s350mma01000mm取a0=750ld=2300mma0=700mmz=3根f0=136.47nfq =800.81ni齿=3 z1=20z2=60u=3t1=50021.8nmmhlimz1=570mpahlimz2=350mpanl1=1.28109nl2=2.14108znt1=0.92znt2=0.98h1=524.4mpah2=343mpad1=51.4mmm=3d1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmyfa1=2.80ysa1=1.55yfa2=2.14ysa2=1.83flim1=290mpaflim2 =210mpaynt1=0.88ynt2=0.9yst=2sf=1.25f1=26.9mpaf2=23.27mpa a =120mmv =4.49m/s =30mmd1=30mml1=50mmd2=36mml2=79mmd3=40mml3=48mmd4=46mml4=12mmd5=60mml=110mmft =1000.436nfr=364.1nfay =366.7nfby =366.7nfaz =1007.495fbz1007.495mc1=11nmmc2=30.225nmmc =32.16nmt=68.5nmmec =75.68nme =11.82mpa-1bd=32mmft =1934.34nfax=fby =351.85faz=fbz =967.17nmc1=9.236nmmc2=25.388nmmc =27.016nmmec =73.63nme =8.08mpa-1b轴承预计寿命48720hfs1=fs2=315.1nx1=1y1=0x2=1y2=0p1= 364.1np2= 364.1nlh=1047500h预期寿命足够fr =967.17nfs1=569.1nx1=1y1=0x2=1y2=0p1=967.17n p2=967.17 nlh=1373.36106h故轴承合格a型平键87p=27.41mpa型平键108p=54.4mpaa型平键149p =32.9mpa九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表a=120名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+1mm=4mm,取8mm机盖壁厚10.02a+1mm=4.4mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.51=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=16.32mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=12mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=89.6mm取8mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=5.68mm取m8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=4.85.6mm取m6