湖南工业大学的机械课程设计说明书.doc

. 机 械 设 计 基 础课程设计说明书带式输送机传动系统设计单级直齿圆柱齿轮减速器起止日期： 2013 年 06月 30 日 至 2013 年 07 月 06日学生姓名班级 班学号成绩指导教师(签字)机械工程学院2013年07月 05 日湖南工业大学课程设计任务书2012-2013学年第二学期包装与工程学院 学院（系、部） 印刷工程 专业 1103 班课程名称： 机械设计基础课程设计 设计题目： 带式输送机传动系统设计 单级圆柱齿轮减速器 完成期限：自 2013 年 06 月 30 日至 2013 年 07 月 06 日共 1 周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm15001.70270三、工作条件两班制(每班工作8h)，使用年限8年，大修期为23年,常温连续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运输带速度v的允许误差为5%,三相交流电压为380/220V。三、设计任务1、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；减速器装配图的设计；设计计算说明书的编写。2、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1）减速器装配图1张；（2）设计说明书一份。进度安排起止日期工作内容2013.06.3007.2传动系统总体设计；传动零件的设计计算2013.07.0307.05减速器装配图的设计、整理说明书07.06交说明书、图纸等主要参考资料1 刘扬等.机械设计基础.北京：清华大学出版社，北京交通大学出版社，2011.12. 2 银金光等.机械设计课程设计.北京交通大学出版社，2011.11.相关国家标准、设计手册等指导教师（签字）： 吴子红 2013年05月 30 日 系（教研室）主任（签字）： 2013年 月 日 前言柳青曾经说过：人生的道路是漫长的，但在关键处只有几步，特别是当你年轻的时候。 机械课程设计是培养学生具有机械设计能力的技术基础课程。课程设计则是机械设计课程设计的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：1. 通过课程设计的时间，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其它课程的理论与实际只是去分析和解决机械设计问题的能力。2. 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。3. 通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作能力，确定尺寸及掌握机械零件，以及全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，打到了解和掌握机械零件。机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。4. 学习进行机械设计基础技能训练。计算、绘图、查阅设计资料柜和手册、运用标准和规范等。 路漫漫其修远兮，吾将上下而求索。 目 录课程设计任务书 .2前言.3第一章 传动方案的分析与拟定 .5第二章 选择电动机 .7第三章 传动比及其分配 .8第四章 传动装置的运动及动力参数计算.8第五章 V带传动设计 .9第六章 齿轮传动设计.10第七章 轴的设计.12第八章 轴承的设计 .18第九章 键连接的选择和校核 .19 第十章 联轴器的选择 .20第十一章 箱体的结构设计 .20第十二章 减速器附件的选择 .21第十三章 润滑与密封 .26课程设计总结.28参考文献.28设计计算及说明结果第一章 传动方案的分析与拟定1、 原始数据带的圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm15001.702702、工作条件两班制，使用年限10年，保修期为23年，常温连续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运输带速度允许误差为5%3、传动方案选择 （a） (b) (c)图1-1 传动方案对比图根据要求有图1-1 示三种方案，现在对三种方案进行对比，选择最合理的方案。（a）传动方案包含V 带传动和单级圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同的转矩时，结构尺寸较啮合传动大，带传动具有传动平稳，吸振等特点，能够起过载保护。（b）传动方案包含蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮结构紧凑，工作平稳，传动比比较大，而且涡轮传动效率不高，长期连续工作不经济,不适合此设计方案。（c）传动方案包含同步带传动和单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度要求较高，中心距要求较严，广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中。根据上述各种方案的优缺点选择方案（a），具体如图1-2 示： 图1-2 本设计传动方案图1-联轴器；2-滚动轴承；3-齿轮；4-V 带传动；5-滑动轴承；6-电动机；7-卷筒；8-运输带第二章 电动机的选择 1、选择电动机的类型和结构形式 根据电源种类，工作条件，工作时间的长短及载荷的性质，大小，起动性能和过载情况等条件来选择电动机，一般选用Y 系列三相交流异步电动机，结构是全封闭自扇冷式笼型的，适用于电源电压为380V 无特殊要求的机械上。 2、电动机容量的选择根据公式，Pw 有效功率为：Pw=FV/1000(kW) （2-1） 将v=1.70m/s，F=1500N 代入 式（1-1）得：Pw=2.55kW。查【2】表3-3，可知：1 -V 带传动效率0.95 2-滚动轴承传动效率0.993 -8级圆柱齿轮传动效率0.974-联轴器传动效率0.995 -运输机滚筒效率0.96由上知：=1带2轴承3齿轮4联轴器5滚筒 （2-2） = 0.950.990.99 0.97 0.99 0.96 =0.86 由 Pd=Pw/ （2-3），知工作时，电动机所需的功率为： Pd=Pw/=2.55/0.86=2.97kw 查【2】表12-1可知，满足PdPe(额定功率)条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取3kw。2、 电功机转速的选择：根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nw为： nw=60000v/D （2-4） 代入数据得： nw=600001.70/（270）=120.31 r/min 查【2】3-4可知，圆柱齿轮传动比范围是35,V带传动传动比为24，所以总的传动比620.故电动机转速的可选范围为: nd=nw*(620)=（620）120.31=(721.862406.2)r/min（2-5） 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min 。由于750r/min 无特殊要求下不使用，1000r/min 和1500r/min 使用广泛。查【2】表12-1可知，对应于额定功率Pe为3kw的电动机型号分别为 Y100L2-4型和 Y132S-6型。现将这两种型号的电动机有关数据列于下表2-1中。 表2-1 方案的比较方案号电动机型号额定功率/ kw同步转速/(r/min)满载转速/(r/min) 一Y100L2-4 3.0 1500 1420 二Y132S-6 3.0 1000 960 由 i=nm/nw 知，方案一的传动比i=11.80，而方案二的传动比i=7.98。 通过上述方案的比较可以看出方案一的转速较高，质量轻，价格低，总传动比更适合单级减速器， 且价格低、成本较低，故选方案一较为合理。 Y100L2-4型，由【2】表12-2得电动机中心高H=100m,轴伸出部分用于装轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。第三章、传动比及分配1、计算总传动比根据电动机的满载转速nm 和工作机所需的nw，按下式计算，机械传动的总传动比：i=nm/nw （3-1）nm =1420 r/minnw=120.31 r/min代入数据，i=11.80 在该方案中，只有V 带和圆柱齿轮的传动，故i=i 带i 齿 （3-2） 查【2】表34，i 带，i 齿有同时要满足的条件，取i 齿=4，i 带=i/i 齿, 则i 带=2.95。 第四章 传动装置的运动及动力参数计算0轴（电动机轴）： n0=nm=1420r/min P0=Pd=2.97 kW T0=9550 P0/ n0=19.70 Nm轴（减速器高速轴）：n1= n0/i带=1420/2.95=488.4r/minP1=P00=2.970.95=2.82kWT1=9550P1/ n1=55.14Nm轴（减速器低速轴）：n2= n1/i齿=488.4/4=122.1r/minP2=P1=2.820.990.97=2.71 kWT2=9550P2/ n2=211.96 Nm轴（输送机滚筒轴）：n3= n2/1=122.1r/minP3= P2=2.710.990.99=2.66 kW T3=9550P3/ n3=208.05Nm将上述计算结果列于下表，以供查用。 表4-1传动系统的运动和动力参数轴号 电动机一级圆柱齿轮减速器0轴 I 轴II 轴III 轴转速n/(r/min)1420488.4122.1112.1功率P/(kw)2.97 2.82 2.712.66转矩T/( Nm)19.70 55.14 211.96208.05传动比i 2.95 41第五章 V带传动设计 1、确定计算功率由公式Pc= K AP可确定计算功率Pc公式中：P所需传递的额定功率，kWKA工作情况系数根据原动机工作条件，查【1】表10-7得 K A=1.2Pc=1.23=3.6 kW (5-1) 2、选择V带的带型号根据Pc=3.6kW 和小带轮的转速n1=1420r/min ，查【1】图10-8选定V带型号为普通A型。3、确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直径dd1查【1】图10-8可知，小带轮基准直径的推荐值为80100mm，查【1】表10-8 取小带轮的基准直径为dd1=100m（2）验算带速由公式：V=dd1n1/60000=dd2n2/60000(m/s) （5-2）计算可知 ，v=7.43m/s一般条件下v 应控制在5m/s25m/s,可知带速合适。（3）计算并确定大带轮的基准直径dd2dd2=dd1i=dd1n1/n2=290.7mm由上式计算出来的dd2值，由查【1】表10-8中，取dd2=280mm实际传动比i=265/90=2.94误差为（2.94-2.91）/2.91100%=1.03%120（符合小带轮包角1的要求）5、计算V带的根数Z查【1】表10-4，由线性插值法可得P0=0.93+0.14*(1420-1200)/(14501200)=1.05kW查【1】表10-5，由线性插值法可得P=0.15+0.02*（1420-1200）/（1460-1200）=0.17 kw 查【1】表10-6，由线性插值法可得Ka=0.95+0.03*（151.35-160）/(170160)=0.924 查【1】表10-2，可得KL=1.03 由公式Z=Pc/P0=Pc/(P0+ P0)KaKL （5-6） 代入上面数据，可知Z=3.1(根) 取整数，故Z=3根。 6、计算单根V带的预紧力F0 查【1】10-1可以查到A型带的单位长度质量q=0.10kg/m，由公式F0=500(2.5/Ka1)Pc/(Zv)+qv2 （5-7）代入数据求得F0=143.26N 7、计算V带对轴的压力Q 根据公式Q=2ZF0sin(a1/2) （5-8）=852.37N代入数据计算可得 Q=852.37N第六章 标准圆柱直齿轮传动设计 1、选择齿轮材料、热处理方法 根据工作条件，采用的减速器是闭式软齿面传动。查【1】表12-1得： 小齿轮 45 钢 调质处理 HBS1=250 大齿轮 45 钢 正火处理 HBS2=200 2、确定材料许用接触应力 查【1】表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： Hlim1=480+0.93(HBS1135)=586.95MPa Hlim2=480+0.93(HBS2135)=540.45MPa 查【1】表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力分别为： Hl=Hlim1/SHlim=586.95MPa H2=Hlim2/SHlim=540.45MPa 3 、根据设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行计算由公式 d1(KT1/)*(u+1)/u*3.54*ZE/ QH21/3 （6-1）式中：u为齿数比4； 小齿轮的转矩T1=55140Nmm; 查【1】12-3，取载荷系数K=1.1 ； 查【1 】12-4 ，查取弹性系数ZE=(189.8)(MPa)1/2 ； 根据闭式软齿面齿轮传动通常取0.31.4 ，这里取齿宽系数d=1; QH 以较小值QH2=540.45MPa带入。 故d1(1/)(u+1)/u*3.54*ZE/QH21/3 （6-2）将数据代入，得：d1=45.26mm 4、几何尺寸计算 齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值Z1= 2040，取 Z1= 24 ；则 Z2= Z1i齿=96实际齿数比u= Z2/Z1=3.98 模数： m = d1/Z1=1.88mm 查【1】表5-1，将m转换为标准模数，取m=2 中心距：a=m(Z1+Z2)/2=2*（30+120）/2=120mm 齿宽：b2=dd1=45.26mm 取整b2=45 b1=b2+(5 10)=(65 70)mm，取b1=52mm 5、校核齿根弯曲疲劳强度F 由校核公式：F=2KT1YFYS/bd1m （6-2） 查【1】表12-5，两齿轮的齿形系数、应力校正系数分别为： Z1= 24时，YF1=2.65 YS1=1.58 Z2=96时,用线性插值法 YF2=2.218 YS2=1.774 查【1】表12-6，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为： Flim1=190+0.2(HBS1135)=213MPa Flim2=190+0.2(HBS2135)=203MPa 查【1】表12-7，弯曲疲劳强度的最小安全系数SFlim=1.0，两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为： F1=Flim1/SFlim=213MPa F2=Flim2/SFlim=203MPa 将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为： F1=2KT1YF1YS1/（bd1m）=124.76MPaF1=213MPa F2=2KT1YF2YS2/（bd1m）=117.24MPa L10h满足要求，故选用6209型轴承。2、输入（高速）轴承的设计（一）初选轴承型号由前面条件，试选择深沟球轴承，因其直径与轴第3段直径相等，故其直径取在D3=30mm，查2表15-4，可知，轴承代号为6206，轴承宽度B=16mm，基本额定动荷载Cr=15.0kN,基本额定静荷载C0r=10.0kN。由已知条件知道工作时间为10年，且每天2班制工作，则大概总的各种时间为（轴承预计寿命）L10h=365108=29200h（二）计算当量动截荷考虑到最不利的情况，单个轴承所受的径向力为R2=1222.47N向心轴承只承受径向载荷时P= R2=1222.47N（三）校核轴承寿命轴承计算寿命公式为: L10h=106C/P3/(60n) 查 1 表14-7，常温下ft=1，=3由之前结果可知，n= n1=488.4r/min，所以代入数据得：L10h=106C/P3/(60n)h=63042h 由于L10hL10h 满足要求，故选用6206型轴承第九章 键连接的选择和校核 图 9-1 平键安装图1、低速轴（一）键的尺寸计算轴1段d1=35.5mm，轴4段d4=47.5mm可知：d1= 35.5mm查【1】表13-10在3038mm之间，则b=10mm，h=8mm，此处的键是用于轴端连接，与联轴器相连，选择A型槽键；d4= 47.5mm查【1 】表13-10 在44 50mm 之间， 则b=14mm，h=9mm，静连接时，一般键长L可比轴段长小510mm。则d4段的L=l4(510)=60-（510）=5055mm，取L=52mm;d1段的L=l1(510)=42-（510）=3237mm 取L=35mm平键连接的挤压条件：p=4T/dhlp由静载荷可知，选p=125150MPa,轮毂材料为钢。（二）强度校核工作表面的挤压应力为：p1=4T2/d1hl=4211960/35.58(35-10)=119.41MPap4=4T2/d4hl=4211960/47.59(52-14)=52.19MPa查1 表13-11可知，轮毂材料为45钢，且载荷平稳时，许用挤压应力p=125150MPa.P1p=125150MPa,p4p=125150MPa,故连接能满足挤压强度要求。2、高速轴（一）键的尺寸计算轴1段D1=23.6mm 查1（P231表13-10），可知： D1=21.2mm 在2230mm之间，则b=8mm，h=7mm。静连接时，一般键长L可比轮毂宽度小13mm.则D1段的键长L= L1-2(13)=42-（26）=3640mm，取L=38。则工作表面的挤压应力为：p1=4T1/D1hl=455140/23.67(38-8)=44.50MPa查1表13-11可知，轮毂材料为45钢，且载荷平稳时，许用挤压应力p=125150MPa.p1p=125150MPa,故连接能满足挤压强度要求。轴4段D4=31.5mm 查1表13-10，可知： D4=31.5mm在3038之间，则b=10mm，h=8mm。静连接时，一般键长L可比轮毂宽度小13mm.则d4段的键长L=L4-2(13)=66-（26）=6064mm，取L=62mm 则工作表面的挤压应力为p4=4T1/D4hl=455140/31.58(62-10)=16.83MPa, 查1 表 13-10，可知，轮毂材料为45钢，且载荷平稳时，许用挤压应力P=125150MPa.P4P=125150MPa,故连接能满足挤压强度要求。第十章 联轴器的选择1、类型选择综合考虑各种因素选择弹性柱销联轴器。2、型号选择(1)计算名义扭矩TT=9550P2/n2=211.96Nm(2)确定计算扭矩Tca由电动机的工作特性可知，查1表17-1，取K=1.5则 ：Tca=1.5211.96=317.94 Nm（3）选择联轴器的型号查2表16-4，可知Tca=320.81Nm T=603 Nm101.911=n2n=5600r/min，故选择型号为HL2的联轴器。十一、箱体的结构设计查26-1 得到减速器铸造箱体结构设计的数据如下：表11-1 减速器箱体结尺寸（单位mm）名称 符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚 18箱座b12箱盖 b12箱座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df16地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径d 112箱盖与箱座连接螺栓直径d 29连接螺栓 d 2 的长度 l160轴承盖螺钉直径 d 38视孔盖螺钉直径 d 45定位销直径d7df、d1、d2至外箱壁距离c125df、d2至凸缘边缘距离C223轴承旁凸台的半径R123箱体外壁至轴承座端面的距离l155大齿轮顶圆与箱体内壁的距离112齿轮端面与箱体内壁距离210箱座m7箱盖上的肋板厚m17轴承旁凸台的高度h40输出轴承端盖外径D2102输入轴承端盖外径D187输出轴承盖两个相对螺钉直径的间距D0282输入轴承盖两个相对螺钉直径的间距D0167十二、减速器附件的选择1、窥视孔及视孔盖图 12-1 窥视孔和视孔盖查【2】表8-40可知：l 1l 2 l 3 b 1 b 2 b 3dR直径孔数459075607055407445表 12-1 窥视孔及视孔盖尺寸（单位：mm）2、通气器由已知选M121.25，外型安装图：图12-2 通气塞表12-2 通气塞有关尺寸 (单位：mm)dDD 1 SLlad 1M12*1.251816.5141910243、游标尺选M12 型。安装图为:图 12-3 油标尺表12-2 油标尺有关尺寸 （单位：mm）d d 1 d 2d 3 ha b c D D 1M12412628106420164、放油螺塞及封油垫放油孔应设在油池的最低处，平时用螺塞堵住，采用圆柱螺塞时，箱座上装置处应设凸台，并加封油垫片.放油孔不能高于油池底面，以免排不干净。图124 螺塞、封油垫查表850 可知选M14*1.55、 起吊装置图12-5 吊耳环d=(1.82.5)1=14.420mm ，取d=15mm，R=(11.2)d=1518mm，取R=15mm吊耳环的厚度b=21=16mm图12-6 吊钩吊钩的宽度：B= c1+ c2=25+23=48mm高度：H=0.8B=0.848=38.4mm吊钩向内凹的高度：h=0.5H=0.538.4=19.2mm半径：r=0.25B=0.2548=12mm6、 定位销图 12-7 定位销定位销的直径d=(0.70.8) d2=6.37.2mm.取d=6mm，其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度。7、启盖螺钉为防止润滑油从箱体剖分面处外漏，常在箱盖和箱座的剖分面上涂上水玻璃或密封胶，在拆卸时会因黏接较紧而不易分开。图12-8 启盖螺钉第十三章 润滑与密封1、齿轮的润滑由于齿轮圆周速度v=1.26m/s12m/s,（低速、轻载不重要的闭式齿轮传动），采用油池浸油润滑，圆柱齿轮浸油深度以1个齿高，而且不小于10mm。浸油润滑的油池应保持一定的深度和储油量，齿顶圆距油池底部不应过小，以免搅起油池底部的杂质.2、滚动轴承的润滑（1）低速轴承的润滑