詹 机械设计课程设计.doc

目 录设计任务书1传动方案的拟定及说明4电动机的选择4计算传动装置的运动和动力参数5传动件的设计计算5轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算14键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择17润滑与密封18设计小结18参考资料目录18一、设计题目： 带式输送机的传动装置设计1电机2.联轴器3齿轮传动4减速箱5.运输带1.2原始数据传送带拉力F(kN)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）3.51.2300三、已知条件： 1输送带工作拉力F= 3.5 kN； 2输送带工作速度v= 1.8ms(允许输送带速度误差为5)； 3滚筒直径D= 300mm； 4滚筒效率096(包括滚筒与轴承的效率损失)； 5工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6使用折旧期 8年；四年一次大修 7工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35C； 8动力来源 电力，三相交流，电压380220V9制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1 电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2 电动机容量的选择1） 工作机所需功率Pw Pw6.3kW2） 电动机的输出功率PdPw/联轴器效率取0.96，轴承取0.99，齿轮效率取0.97，则=0.842Pd7.48kW3 电动机转速的选择nd（i1i2in）nw初选为同步转速为1500r/min的电动机4电动机型号的确定由表177查出电动机型号为Y160M1-4,其额定功率为11kW，满载转速1460r/min。基本符合题目所需的要求。 计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nwnw114.65i12.732 合理分配各级传动比由于减速箱是非同轴式布置。i1=4，i2= i/ i1=3.1825=3.2速度偏差为0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓 轮转速（r/min）14601460365114.1114.1功率（kW）1110.8910.6710.359.94转矩（Nm）71.9571.23279.2866.3832.0传动比1143.21效率10.990.980.970.96传动件设计计算3.1 V带传动设计3.1.1 原始数据电动机功率11kw电动机转速1460r/minV带理论传动比1两班制、工作机为带式运输机3.1.2 设计计算（1） 确定计算功率PcaPca =KAPd根据双班制工作，即每天工作16小时，工作机为带式运输机，查得工作系数KA=1.2Pca =KAPd=1.211=13.2 kw（2）选取普通V带带型根据Pca，nd确定选用普通V带B型。 （3）确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选 小带轮基准直径=140mmb验算带速 5m/s V 25m/s m/s 5m/sV25m/s带的速度合适。 c. 计算dd2dd2= *140mm （4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）196mm a 0560mm初步确定中心距 a 0 = 250mm由式（8-22）计算带所要的基准长度Ld = =939.6mm 取Ld = 1000 mm计算实际中心距a （5）验算主轮上的包角=180 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数ZP0 基本额定功率 得P0=2.82 P0额定功率的增量 P0=0包角修正系数 得=1.00长度系数 得=0.84=5.57 取Z=6根 （7）计算预紧力 F0qV带单位长度质量 q=0.18 kg/m=458.9 N 应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP=5506.8 N3.1.4带传动主要参数汇总表表3.1带型Ld(mm)Zdd1(mm)dd2(mma(mm)F0(N)FP(N)A10006140140280458.935506.83.1.3 带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型3.2 高速级齿轮传动设计1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z280的；4） 选取螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.75，20.87，则121.62（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh603651（283008）8.510e8 N2N1/42.1210e8（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=78.2（2） 计算圆周速度v=1.49m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=178.2mm=78.2mmmnt=3.79h=2.25mnt=2.253.79mm=8.53mmb/h=78.2/8.53=9.17（4） 计算纵向重合度=0.318120tan14=1.59（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=1.47m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的KH的计算公式和直齿轮的相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.61)11+0.231078.2=1.43由图1013查得KF=1.36由表103查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.111.21.43=1.91（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=82.96mm（7） 计算模数mn mn =mm=4.023 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K= KAKVKFKF=11.111.21.36=1.81（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=80/cos14=87.58（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.80；YFa2=2.205（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.778（6） 计算F,安全系数/S=1.4由图10-20c取小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa， 大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88， KFN2=0.90 F1= KFN1*FE1/S =0.88500/1.4=314.29MpaF2= KFN1*FE1/S =0.90380/1.4=244.29MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0138=0.016 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=2.74mn=3.04 几何尺寸计算1） 计算中心距Z1=26.46，取z1=26Z2=104a=200.97mma圆整后取201mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=1426”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=80.39mmd2=321.55mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b=80.39mmB1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。3.3 低速级齿轮传动设计5 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；选择小齿轮材料为45钢（调制）；硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（常化），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z264；4） 选取螺旋角。初选螺旋角146 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选Kt1.3（2） 由图1030选取区域系数ZH2.433（3） 由表107选取尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.75，20.88，则121.63（5） 由表106查得材料的弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1550MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限Hlim2480MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh60114.11（283008）2.6310e8 N2N1/3.28.210e7（8） 由图1019查得接触疲劳寿命系数KHN10.96；KHN20.99（9） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.96550MPa528MPa H20.99480MPa475.2MPa HH1H2/2501.6MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=115.41（2） 计算圆周速度v=0.69m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1115.41mm=115.41mmmnt=5.60h=2.25mnt=2.255.60mm=12.6mmb/h=115.41/12.6=9.16（4） 计算纵向重合度=0.318120tan14=1.59（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1根据v=0.69m/s,8级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查的8级精度，非对称布置，KH=1.4726由图1013查得KF=1.41由表103查得KH=KF=1.2。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.111.21.4726=1.96（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=132.34mm（7） 计算模数mn mn =mm=6.427 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K= KAKVKFKF=11.111.21.41=1.88（2） 根据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0.88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=64/cos14=70.06（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.80；YFa2=2.264（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.55；Ysa2=1.734（6） 计算F,安全系数/S=1.4由图10-20c取小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=400Mpa， 大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=300MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90， KFN2=0.93 F1= KFN1*FE1/S =0.90400/1.4=257.14MpaF2= KFN1*FE1/S =0.93300/1.4=199.29MPa（7） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.0169=0.0197 大齿轮的数值大。2） 设计计算mn=4.53mn=58 几何尺寸计算1） 计算中心距Z1=25.68，取z1=26Z2=83a=280.84mma圆整后取281mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=1478”3） 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=133.98mmd2=427.7mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b=133.98mmB1=140mm，B2=135mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算(以中间轴为例)拟定输入轴齿轮为右旋II轴：1 初步确定轴的最小直径d=38.67mm2 求作用在轴上的力Ft1=1188NFr1=Ft1=445.6NFa1=Ft1tan=296.2N；Ft2=3538NFr2=1327NFa2=882N3 轴的结构设计1） 拟定轴上零件的装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承7307，故取直径为35mm。ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。6. VI-VIII长度为44mm。4 求轴上的载荷 66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N5 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面 由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面2） 截面IV右侧的 截面上的转切应力为由于轴选用40cr，调质处理，所以，。（2P355表15-1）a) 综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为，（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为，（2P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采用磨削加工，表面质量系数为，（2P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为b) 碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，c) 安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故轴的选用安全。I轴：1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 确定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2） 各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f) 该段由联轴器孔长决定为42mm4 按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴1 作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步确定轴的最小直径3 轴的结构设计1） 轴上零件的装配方案2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255 求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：1 求两轴承受到的径向载荷2、 轴承30206的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核II轴：3、 轴承30307的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核III轴：4、 轴承32214的校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力由于，所以轴向力为，4） 当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.4由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二、 高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84）其主要参数如下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（