机械课程设计.doc

目录一、 机械课程设计任务书- 二、 设计计算说明书-（一） 电动机的选择-（二） 计算传动设计-（三） 各轴运动的总传动比并分配各级传动比-（四） 带传动设计-（五） 齿轮传动设计-（六） 轴的设计-（七） 轴的考核键的校核-（八） 联轴器的选择-（九） 减速器的结构设计-（十） 润滑与密封- 一、机械零件课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计运动简图工作条件 稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用18年，输送带速度误差5%设计工作量： 设计说明书一份减速器装配图1张 零件工作图13张设计书说明书1份原始数据 已知条件数据输送带拉力2200输送带速度2.1滚筒直径400二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类型。2、电动机输出功率按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机工作装置功率: Pw=FwVw/1000w =22002.1/10000.97 =4.76kW电动机输出功率： P0=Pw/又因为=v 带轴承齿轮联轴器 =0.960.99 0.980.990.92P0=Pw/ =4.76/0.92 =5.17kW电动机的额定功率： Pm=(1.0-1.3)P0=(5.17-6.66)kW电动机的额定功率为Pm=5.5kW滚筒转速：n滚=601000V/D =602.11000/(3.14400) =100.32r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2=（3-5）,总的传动比范围为： i=i1i2 = (24) (35)=620 n=(620) 100.32 r/min =601.922006.4.6r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，电动机型号额定功率Pm/kW同步转速n(r/min)满载转速nm(r/min)外伸轴颈/mm轴中心高/mmY132M-65.51000960Pw=4.76KWP0=5.17kWNw=100.32r/min同步转速为1000r/min额定功率为5.5kw计算步骤设计计算与内容设计结果1、 计算总传动比2、各级传动比分配 i=nm/nw=960/100.32=9.57分配各级传动比ibig,i=ibig为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选带传动的传动比ib=3。则齿轮传动比为：ig=i/ib=9.57/3=3.19 ib=3 ig=23.19三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果151、各轴的转速2、各轴的功率3、各轴的转矩 n=nm/ib=960/3=320r/min n=n/ig=320/3.19=100.31r/min n滚=n=100.31r/minP=Pmb=5.50.96=5.28kW b为V带的传动效率 P=Prg r为一对滚动轴承的效率 =5.280.990.97 g一对齿轮传动效率 =5.07kW Pw=Prc c联轴器效率 =5.070.990.99 =5.00kW T0=9550Pm/nm=955055/960=54.7NM T1=9550P/n=157.6 NM T2=9550P/n=482.7 NM Tw=9550Pw/nw=476.0 NM参 数轴 号电动机轴轴轴 滚动轴转速n(r/min)960320100.31100.31功率P(KW)5.55.285.075.00转矩T（Nm）54.7157.6482.7476.0传动比i33.191效率0.960.960.98n=320r/min n= =100.31r/min n滚= 100.31r/minP =5.28kW P =5.07kW Pw =5.00kWT0=54.7NM T1157.6 NM T2=9482.7 NM Tw=476.0 NM四、V带传动设计 计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率Pd2、选择普通V带型号3、确定带轮基准直径dd1、dd2。4、 验证带速V5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a。6、验算小带轮包角1 7、确定V带根数Z8、求初拉力F09、带轮轴上的压力FQ10、带轮的结构设计11、设计结果由表2-16得KA=1.2Pd=KAP=1.25.5=6.6KW根据Pd=6.6KW,n=960r/min。由图2-69应选A型V带取dd1=112140mmdd1=125mmdd2=idd1=3125mm=375mmV=dd1n1/601000=（125960）/（601000）m/s=6.28m/s带速在525m/s范围内。初选中心距a00.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）350a01000初定中心距选取a0=600计算带所需的基准长度由式（4-14）得Ld0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) /4a0 =2011mm由表2-1选取基准长度Ld=2000mm计算实际中心距 aa0+（Ld-Ld0）/2=600+（2000-2011.6）/2 595mm由式（4-17）得 1=180-（dd1-dd2）/a57.3=180-24.0756 =155.9120 ZPd/(P1+P1)KKL 根据dd1=125mm，n1=960r/min，查表得，P1=1.40kWin/n=32根据n=960r/min , i=3 , A带型由课本表2-12可得=0.11kW, 1=155，由表2-14得K=0.93Ld=2000mm,由表2-15得KL=1.03ZPd/(P1+P1) )KKL =6.6/(1.40+0.11) 0.931.03 =4.56Z取5F0=500（2.5-K）Pd/KZVqV =500(2.5-0.93) 6.6/0.9356.28+0.116.28 =181.76NFQ=2ZF0sin(1/2)=25181.760.9763=1774.5NKA=1.2Pd=6.6kwdd1=125mmdd2=375mm V=6.28m/s a0=600Ld=2000mma595mm1=163.76o验算小带轮包角 P0=0.95kw P0=0.11kw K=0.97 Kl=0.99 Z=4F0=154.6NFQ=1224.31N结果选择4根A-1600GB 1V带。五、齿轮传动设计设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=5.28KW电动机驱动，小齿轮转速n1=320r/min，大齿轮转速n2=100.31r/min，传递比i=3.19，单向运转，载荷变化不大，使用期限八年，两班工作。设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择齿轮材料及精度等级。2、按齿轮面接触疲劳强度设计3、 按齿根弯曲疲劳强度校核小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（5.28）求出d1值。确定有关参数与系数：（1） 转矩T1 T1=9.55106P/n=157.6Nm（2） 载荷系数K查表5.7取K=1.3（3） 齿轮Z1和齿宽系数小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=2.51225=62.8。故Z2=63（4） 许用接触应力【H】由机械设计基础中表5.5查的Hl=530MPa H2=490Mpa由表5.8知=1.1计算模数m=d1/ z1=2.37由表5.1取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.525mm=62.5mmd2=mz2=2.563=157.5mm取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a=0.5 m（z1+z2）=0.52.5（25+63）=110mm由表5.9知YFs1=4.21 YFs2=4.00由表5.5知【】 【】弯曲疲劳强度足够 T1=130516.67N.mm Z1=25Z2=63H1=530MPaH2=490Mpa d1=59.28 mm b1=70mm a=110mm 68.51MPa 69.09MPa六、轴的设计由前面计算可知：传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。 设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择轴的材料，确定许用应力。2、按钮转强度估算轴径。3、设计轴的结构并绘制结构草图（1）、确定轴上零件的位置和固定方式（2）、确定各轴段的直径（3）、确定各轴段的长度由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查表7.1得强度极限B=640MPa，查表7.1得许用弯曲应力【-b1】=60MPa。查表7.2得C=107118.又由式（7.2）得：dC . =（107118）=29.0532.04考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%7%，取为29.9234.28mm。查书233页附表弹性柱销联轴器（GB5014-1985摘录）取d1=32mm查表9.2知工作系数K=1.8轴的计算转矩为： TC=K9550 P/n =345.02N.m查书233页附表弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL3型联轴器，半联轴器轮毂长L=82mm，键槽长L1=60mm。 （1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。 （2）、确定轴的各段直径、由上述可知轴段1直径最小d1=32mm。 轴的直径d101818303050508080100轴上圆角倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度hmin22.533.54.5轴环宽度bb1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足： d1+23mm=32+6=38mm取轴径d2=38，并根据机械设计基础课程设计指导书228页附表10.5选用6208型轴承。、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足： d3=d2+15mm取标准d3=40mm。、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+15mm取标准d4=42、为了便于拆卸左轴承，根据书228页附表10.5可知，6028型轴承的最小安装直径：da=47mm，所以取d5=50mm、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为： d6=d2=38mm（3）、确定轴的各段长度、已知毂宽为38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为36mm。、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为7mm。、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为14mm。、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm。又查书228的附表10.5知，6208型滚动轴承的宽度为：B=18mm。所以轴承支点的距离为： L=（18/2+2+14+38/2）2 =88mm、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6208型轴承的宽度为18mm。b、减速器中两个齿轮的中心距a =156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：查书地脚螺钉直径为：df=0.036a+12=0.036156.25+12 =17.625mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm =0.025156.25+1=4.906mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）20mm=（810）mm 取d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为： d1=0.75df =0.7520=15mm由于较大的偶数则d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16查手册表4.2,c1min=22，c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为： y=1+C1min+C2min+（510） =8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由b、步可知d3=8mm螺钉连接外装式轴承的厚度为： e=1.2d3 =1.28mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233页知L=82mm。、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm，键槽的规格查书轴段1的键槽深度为5.5mm，宽度为14mm；轴段3的键槽深度为7mm，宽度为18mm。轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm两轴承之间的跨距为203mm 【-b1】=60MPaFr=1505.26N TC=345.02N.m L1=82mm L=60mm d1=32mm d2=38mmd3=40mm d4=42mm d5=50mm d6=d2=38mm毂宽为38mm B=18mmL=88mm a =156.25mmdf=20mm 1=8mmd1=15mm cmin=22，c2min=20y=55mme=10mm L=82mm。七、轴承的选择与校核 设计步骤设计计算与内容设计结果一、轴承的当量动载荷二、 试选轴承型号三、由预期寿命求所需c并校核由前面计算知d2=38mm，选用6208型号的轴承。查书232页查表8.15知：载荷系数fp=1.2查书232页查表8.14知：温度系数fT=1因为此Fa=0由P=fpFr =1.21505.26 =1806.312N因为是球轴承=3根据轴颈d=38mm，选择6208型，并查书228页附表10.5得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=29.5KN基本额定静载荷Cor=18.0KN由表8.16知：轴承预期寿命Lh的参数值为4000060000h在因为该轴承要工作5年且24小时连续工作，所以有： Lh=552524=31200hCmax= fpP/fT =13155.58N选择6208轴承Cr=29.5KN满足要求CmaxCr，选择合适。 fp=1.2fT=1 P=1806.312N=3 Cr=29.5KNCor=18.0KN满足要求CmaxCr，选择合适八、键的设计 设计步骤设计计算与内容设计结果一、 联轴器的键1、 选择健的型号2、写出健的型号二、 齿轮键的选择1、选健的型号2、写出键的型号选择C型健由轴径d1=32mm，在表查得健宽b=10mm，健高h=8mm，L=22110mm。 L=70mm（1.61.8）d l1=L-0.5b=70-0.510=65mm由式6.1得jy1= 4T/dhl【jy】选健为C22110GB/T1096-2003选择A型健轴径d3=40mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健宽。但强度不够。故 健宽b=12mm，高h=8mm，L=50mml2=L-18=50-18=32mmjy2= 4T/dhl【jy】选取键A28140GB/T1096-1979选择C型键b=14mmh=9mmL=22110mm 选择A型键b=12mmh=8mmL=28140mm九、联轴器的选择 设计步骤设计计算与内容设计结果一、计算联轴器的转矩二、确定联轴器的型号由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3191.68=249.18Nmm从动端TC2=KTW =1.3183.93=239.113NmTm由前面可知： dC =29.0532.04mm又因为d（1+0.05） =（29.0532.04）（1+0.05） =30.533.64mmn2=119.427r/minn由附表11.5可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器HL3 GB5014-85。 TC1=249.18NmmTC2=239.113 Nm标记为：HL3GB5014-85。十、减速器箱体设计 设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓d2的间距轴承端盖的螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径df、d1、d2至外壁距离df、d2至凸缘距离凸台高度外箱壁至轴