机械课程设计B组

1、课程设计(综合实验)报告(2008- 2009年度第1学期)名 称： 机械设计基础课程设计 题 目： 带式输送机用一级齿轮减速器 院 系： 动力工程系 班 级： 热动0605 学 号： 200602000910 学生姓名： 李业伟 指导教师：乐英 马银戌 设计周数： 2周 成 绩： 日 期：2009年01月 15 日机械设计基础课程设计任 务 书一、 目的与要求机械设计基础课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是：1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。3） 进行设计基本技能的训

2、练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。要求学生在课程设计中1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整，二、 主要内容1设计题目设计带式输送机用一级齿轮减速器原始数据：1）输送带的工作拉力F= 8090N;2) 输送带的工作速度v= 0.53m/s (允许输送带速度误差为±5)；3）滚筒直径D= 200 mm;4）滚筒效率（包括滚筒和轴承的效率损失）；5）工作情

3、况：两班制连续单向运转，载荷较平稳；6) 使用折旧期：5年7）动力来源：电力，三相交流，电压380V；8）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2设计内容：1）选择电动机；计算运动和动力参数；传动零件的设计。2）绘制装配图和零件图。3）设计计算说明书一份，包括：选择电动机，计算运动和动力参数，传动零件的设计，轴、轴承、键的校核，联轴器的选择，箱体的设计等。三、 进度计划序号设计(实验)内容完成时间备注1装配草图和装配图的绘制6天2零件图的绘制、编写设计计算说明书3天3提交设计、教师审图、评定成绩1天四、 课程设计成果要求1）减速器装配图1张（1号）；2）大齿轮零件图1张（2号）、低速

4、轴零件图1张（2号）。3）设计说明书一份。五、 考核方式依据：设计图纸质量、设计说明书中计算方法和过程是否正确、平时考勤。成绩：按四级分制：优、良、通过、不通过 学生姓名：李业伟 指导教师：马银戌，乐英 2009年01月15日机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.5二、电动机的选择.5 三、计算总传动比及分配各级的传动比.6四、运动参数及动力参数计算.6五、传动零件的设计计算.7六、轴的设计计算.10七、滚动轴承的选择及校核计算.16八、键联接的选择及计算.19一、课程设计目的与要求1.机械设计基础课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是：1）培养学生综合运用所学知识，结合生产

5、实际分析解决机械工程问题的能力；2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式； 3）进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。2. 要求学生在课程设计中1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风；3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范；4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整。二、设计正文1选择电动机1.1选用Y系列三相异步电动机1.2电动机的容量由电动机至工作几的总传动效率 =12345678式中个部分

6、效率由设计资料查得：弹性滑块联轴器的效率1=0.993，对球轴承的效率2=0.99（初选球轴承），闭式齿轮传动效率3=0.97（初定8级精度），一对圆锥滚子轴承效率4=0.99，圆锥齿轮传动效率5=0.95（初定8级精度）,十字滑块联轴器的效率6=0.98，卷筒传动的效率7=0.96。 总效率为=0.993×0.99×0.97×0.99×0.95×0.98×0.96×0.99=0.835电动机所用功率Pd = 代入数据可得 Pd=5.135 KW1.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速为 nww=代入数据可得 n=50.6369

7、r/min按机械设计(基础)课程设计（第二版）表2-2传动比范围，取闭式圆柱齿轮的传动比1=36，圆锥齿轮的传动比2=14，则总传动比的合理范围为=324，故电动机转速的可选范围为： nd=（nw）=（324）×50.6369= 151.91071215.2826 (r/min)符合这一范围的同步转速有两种，750和1000 r/min。优先选用同步转速1000的电动机。由设计资料中电动机部分选定B3型，电动机型号为Y132M2-6。其主要性能见表1-1表1-1 主 要 性 能电动机型号额定功率（KW）同步转速（）满载转速（）堵转转矩额定转矩质量（Kg）Y132M2-65.51000

8、9602.084外形尺寸见表1-2表1-2 外形和安装尺寸 mm机座号中心高安装尺寸轴伸尺寸平键尺寸外形尺寸HABDEF×GDGlHDAC/2AD132M132216178388010×8335153151352102 分配各级传动比总传动比为i= =960/50.64=18.9585由机械设计(基础)课程设计（第二版）式（2-6）可知，式中1和2分别为闭式圆柱齿轮和开式圆锥齿轮的传动比，按传动比注意事项，初步取1=5，则2=3.79173 计算运动和动力参数 3.1各轴转速 I轴 n= nm =960 (r/min) II轴 n=192(r/min) III轴 n=192

9、/3.7917=50.6369(r/min)卷筒轴 n=n=50.6369(r/min) 3.2各轴输入功率 I轴 P= Pd1 =5.135×0.993=5.099KW) II轴 P= P23 =5.099×0.99×0.97 =4.897(KW)III轴 P= P34=4.897×0.99×0.97 =4.606(KW)卷筒轴 P= P56=4.606×0.95×0.98=4.469(KW) 3.3各轴输入转矩I轴 T=9550= 9550×5.099/960=50.724(N.m) II轴 T=9550= 9

10、550×4.897/160=243.575(N.m) III轴 T=9550= 9550×4.606/50.6369=868.6807 (N.m)卷筒轴 T=9550= 9550×4.469/50.6369=842.843(N.m)将计算数值列于表3-1表3-1 计 算 数 值轴号转速n(r/min)输入功率P(KW)输入扭矩(N.m)传动比i传动效率电动机轴960轴9605.09950.724轴1604.897243.575轴50.63694.606868.6807卷筒轴50.63694.469842.8434 减速器外传动零件的设计计算4.1联轴器的选择: 4

11、.1.1 一号联轴器的选择由电动机轴外伸尺寸确定高速轴联轴器为弹性套柱销联轴器, TL6GB4323-84各参数见表4-1表4-1 弹性套柱销联轴器型号公称转矩N*m许用转速(r/min)轴孔直径(mm)轴孔长度(mm)DA质量Kg转动质量Kg*m2许用补偿量Y型J J1 Z型mm径向Y角向a钢mmLL1LTL6250380032 35 388260821604510.360.0260.3104.1.2 二号联轴器选用十字滑块联轴器,各参数如下表4-2表4-2 十字滑块联轴器公称转矩N*m许用转速(r/min)d1D0DLhd2C质量Kg转动惯量Kg*m28002504550801302002

12、050550.5±0.310.009.460.01754.2开式齿轮传动设计计算4.2.1根据设计任务书选定为直齿圆锥齿轮传动4.2.2传动计算（1）选择材料及确定许用应力 小齿轮用45钢调质, 齿面硬度为210HBS (机械设计基础表11-1)大齿轮用45钢正火，齿面硬度为190HBS (机械设计基础表11-1) 因Hlim1=550MPa, Hlim2=530MPa(机械设计基础图11-7c), SH=1.1 (机械设计基础表11-4)故 H1= =550/1.1=500 MPa H2= =530/1.1=481.818 MPa因Flim1=174MPa, Flim2=186MP

13、a(机械设计基础图11-10c), SF=1.4 (机械设计基础表11-4)故 F1= =174/1.4= 124.2857 MP F2= =186/1.4= 132.8571 MPa（2）按齿面弯曲强度设计，然后将模数加大10%设齿轮按8级精度制造，取载荷系数k=1.4(机械设计基础表11-3)，齿宽系数R=0.4小齿轮上的转矩由前面计算可知T1=243.575N.m设小齿轮齿数Z1=21，则大齿轮齿数Z2=u.Z1=79.6257取Z2=80，故实际传动比i=80/21=3.8095分度圆锥角2=arctg(Z2/Z1)83.66 1=90º-2=6.34º当量齿数ZV

14、1 =Z1/cos1=21.1 ZV2 =Z2/cos2=315.135 查机械设计基础图11-9可得齿形系数YF1=2.86 YF2=2.13YF1/F1=0.023 YF2/F2=0.016 且YF1/F1大于YF2/F2故将YF2/F2代入机械设计基础式（11-22）计算。平均模数mm 代入数据可得mm=2.9，则mm取3大端模数me=代入数据可得me=4.125 取标准值me=5外锥距Re=代入数据可得Re=205.87mm齿宽b=R Re代入数据可得b=82.348mm取b=83mm大端分度圆直径de1=meZ1代入数据可得de1=105mm(3)齿轮的圆周速度 v=代入数据可得v=

15、1.055m/s对照机械设计基础表11-2可知选用8级精度是合宜的。5 减速器内传动零件的设计计算减速器内传动零件的设计计算闭式齿轮传动5.1 根据设计任务书选定为直齿圆柱齿轮传动5.2传动计算 (1)选择材料及确定许用应力 小齿轮用45号钢调质, 齿面硬度为220HBS (机械设计基础表11-1)大齿轮用45号钢调质，齿面硬度为210HBS (机械设计基础表11-1) 因Hlim1=560 MPa, Hlim2=550MPa(机械设计基础图11-7c), SH=1.1 (机械设计基础表11-4)故 H1= =560/1.1=509.09 Mpa H2= =550/1.1=500 MPa因Fl

16、im1=190MPa, Flim2=180MPa(机械设计基础图11-10c), SF=1.4(机械设计基础表11-4)故 F1= =190/1.4= 135.714 Mpa F2= =180/1.4= 128.57MPa （2）按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，取载荷系数k=1.4(机械设计基础表11-3)，齿宽系数a=0.4小齿轮上的转矩由前面计算可知T1 =50.724 N.m设小齿轮齿数Z1=20，则大齿轮齿数Z2=u.Z1=5×20=100 取Z2=100，故实际传动比i=100/20=5按机械设计基础式（11-5）计算中心距（已知u=Z2/Z1=5）a代入数据可得a

17、155mm 模数m=代入数据可得m=2.58取标准值m=3所以中心距a=代入数据可得a=180mm齿宽b=a a=0.4×180 =72 mm 取b2=75 mm b1 =80mm（3）按齿面弯曲强度进行校核由机械设计基础图11-9查得YF1=2.92 YF2=2.22按机械设计基础式（11-8）验算弯曲强度 F1=代入数据可得F1= 28.80MPa < F1 F2=F1代入数据可得F2=21.90 MPa < F2 经验算可知齿轮强度合格，安全（4）齿轮的圆周速度 v=代入数据可得v=3.0144m/s对照机械设计基础表11-2可知选用8级精度是合宜的。6 高速轴的设

18、计计算及校核6.1轴的结构设计6.1.1对轴的外伸段直径的初估由所选联轴器TL6 得知:电动机伸出轴(D×E=38×82)相配的主动端d1=32mm ,Y型轴孔,L=82mm，C型平键槽;减速器高速轴伸出端相配的从动端d2=42 mm, J1型轴孔,L=60mm,A型平键槽设轴的材料为45钢,由轴径初估公式得高速轴伸出端的轴径为: d=c =(118-107)×=20.73618.803mm 式中: C(118-107) P传递功率 n电动机转数6.1.2传动零件中心线、轮廓线、箱体内壁线、轴承端面位置的确定 见装配图（见1号手画图）6.1.3轴的结构设计轴的径向

19、尺寸及轴向尺寸的确定见装配图,表6-1,表6-2,高速轴各段直径的确定见表6-1表6-1 高速轴各段直径的确定符号（mm）确定方法及说明d1（32）按相配合的半联轴器孔径要求及轴径初估值综合考虑确定，还应满足键联接要求，并按标准尺寸圆整d2（43）d2= d1+2h，h 为轴肩高度，h=（0.07d+3）-（0.1d+5），还应符合密封元件的孔径要求d3（45）d3= d2+（1-5）， 图中d2至d3的变化仅为轴承装配方便及区分加工表面，其差值可小些，d3段与滚动轴承相配，必须符合轴承标准d4（60）d4= d3+2h，d3至d4的变化为轴承定位d5（66）d5为齿轮轴的齿顶圆直径，分度圆直

20、径为60，齿根圆直径为53.75d6（60）d6= d4大于齿根圆直径，这时齿轮轴上的轮齿必须用滚切法加工d7（45）一般d7=d3，同一轴上的滚动轴承最取去同一型号，以便于轴承座孔的镗制和减少轴承规格高速轴各段长度的确定表6-2表6-2 高速轴各段长度的确定符号名 称确定方法及说明b1（80）小齿轮宽度b1= b2+（5-10），b2为大齿轮宽度，由计算确定1（12）齿轮端面与箱体内壁距离1=10-15l2（4）箱体内壁至轴承端面的距离脂润滑时l2=8-12，油润滑时l2=3-4T（19）轴承宽度考虑轴受力性质及d7=d3=45，初选深沟球轴承6209,T=19e（12）端盖尺寸由轴承端盖结

21、构确定。对于嵌入式端盖对嵌入式端盖，采用O型密封圈，e=15-20：不采用O型密封圈e=10-15；对凸缘式端盖m=e+n=（0.10-0.15）/DL（48）轴承座孔宽度考虑箱外联结螺栓扳手空间，考虑箱内零件，对嵌入式端盖L=e+n+T+（8-12）；对凸缘式端盖L=m+T+（8-12）n（13）套筒尺寸或垫片满足轴承定位要求几间隙调整。l4（18）箱外旋转件内端面至端盖最外面距离一般l4=15-20，满足凸缘式端盖的拆卸要求。l5（80）轴的外伸段上装半联轴器相配合长度按所装半联轴器的轮毂宽度和固定方法而定，同时要满足键联接强度要求。6.2轴的强度校核6.2.1轴上力的作用点及支点跨距的确

22、定高速轴（I轴）由表6-1知，与滚动轴承相配合的轴径d3=45mm，高速齿轮轴上受有径向力故采用深沟球轴承6209（初选）联轴器上力的作用点与支撑受力点的距离为：l1=l5/2+l4+e+n+T=93mm小齿轮中心与支撑受力点的距离为：L1/2= b1/2+1+ l2+T/2=66mm6.2.2 轴强度计算高速齿轮轴的材料应该与小齿轮原选定材料相同，45钢调质，查机械设计基础表14-1得，此材料的B=650MPa ，查机械设计基础表14-3-1b=60MPa 高速轴的受力和弯扭图见下图6-1 小齿轮的分度圆直径为： d1 =mz1=60mm (在图上小齿轮的齿顶圆直径用d5表示)小直齿轮受力情

23、况如下：圆周力 Ft1 =1690.8 (N)径向力 Fr1 = Ft1 tg=1720×tg20°=615.4(N)在危险B截面处，垂直面上支反力：RAV = RCV = Fr1/2=615/2=307.7(N)垂直面上的弯矩: MBV1 = MBV1= RAV×62=307.7×66=20308.2(N)水平面上支反力：T1RAVRAHRCHFt1Fr1RAVRAHFr1Fr1RCVRCHABCABCMrMH208015719949340RCVL2/2L2/2L1（a） (a)高速轴受力简图；（b）垂直面的受力和弯矩图；（c）水平面的受力和弯矩图；（

24、d）扭矩图；RAH = RCH = Ft1/2=845.4(N)水平面上的弯矩: MBH = RAH×64=860×72=55796.4(N.mm )合成弯矩： MB =59377.27882(N.mm )当量弯矩为(视转矩为脉动循环,取a=0.6) Me = 66722.66(N.mm )计算危险截面B处轴的直径: dB=22.32mm 因为齿轮轴, B处无键槽,不考虑加大轴径.由上述轴的设计得知所确定的B截面处齿根圆直径df =54 mmdB =22.32mm,所以以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准.6.3滚动轴承计算 1） 轴承A和C 的径向力分别为：FrA=899.

25、66(N)FrC=899.66(N)轴承为6209型深沟球轴承: 当量动载荷为 PA = FrA=899.66(N)PC =FrC=899.66(N) 减速器的使用寿命要求为:14500h 查机械设计基础表16-10得载荷系数fp=1.5; 查机械设计基础表16-9得温度系数ft=1,Cr=()1/式中n=960 r/min, =3所以 Cr=1.5*899.66()1/3=12708.66(N) 查机械设计(基础)课程设计（第二版）表13-3 深沟球轴承6209的Cr=31500(N)CrCr, 所以所选轴承适用。6.4键联接计算高速轴外伸段与联轴器配合的键选择如下：由所选联轴器TL6与减速

26、器高速轴伸出端相配的从动端d1=32mm,J1型轴孔，L=60mm知外伸段轴径为32mm，长度为58mm（小于60mm ） 今采用圆头普通平键A型（GB1096-79）b×h=10×8, 键长L=50mm. 键的材料选45钢, 轴、键和轮毂的材料均为钢。查机械设计基础表14-1得许用挤压应力为p=100MPa。键的工作长度l=L-b=50-10=40(mm)转矩已知为T=T1=50724（N.mm）因此，挤压应力 p=4*50724/8/40/32=19.8N/mm2p=100MPa 故此键联接强度足够。 标记：键10×50 GB 1096-797 低速轴的设计计

27、算及校核7.1轴的结构设计7.1.1对轴的外伸段直径的初估设轴的材料为45钢,由轴径初估公式得低速轴伸出端的轴径为: d=c =28.840.6mm 式中: C(118-107) P传递功率 n电动机转数7.1.2轴的结构设计轴的径向尺寸及轴向尺寸的确定见装配图,表7-1,表7-2,低速轴各段直径的确定见表7-1表7-1 低速轴各段直径的确定符号（mm）确定方法及说明d1（35）按相配合的半联轴器孔径要求及轴径初估值综合考虑确定，还应满足键联接要求，并按标准尺寸圆整d2（50）d2= d1+2h，h 为轴肩高度，h=（0.07d+3）-（0.1d+5），还应符合密封元件的孔径要求d3（55）d

28、3= d2+（1-5）， 图中d2至d3的变化仅为轴承装配方便及区分加工表面，其差值可小些，d3段与滚动轴承相配，必须符合轴承标准d4（59）分度圆直径为300，齿根圆直径为293.75d5（77）d5= d4+2h，d4至d5的变化为齿轮定位d6（55）一般d6= d3。同一轴上的滚动轴承最取去同一型号，以便于轴承座孔的镗制和减少轴承规格低速轴各段长度的确定表7-2表7-2 低速轴各段长度的确定符号名 称确定方法及说明b2（75）小齿轮宽度b1= b2+（5-10），b2为大齿轮宽度，由计算确定1（12）齿轮端面与箱体内壁距离1=10-15l2（4）箱体内壁至轴承端面的距离脂润滑时l2=8-

29、12，油润滑时l2=3-4T（21）轴承宽度考虑轴受力性质及d7=d3=50，初选圆锥滚子轴承30210,T=20e（12）端盖尺寸由轴承端盖结构确定。对于嵌入式端盖对嵌入式端盖，采用O型密封圈，e=15-20：不采用O型密封圈e=10-15；对凸缘式端盖m=e+n=（0.10-0.15）/DL（55）轴承座孔宽度考虑箱外联结螺栓扳手空间，考虑箱内零件，对嵌入式端盖L=e+n+T+（8-12）；对凸缘式端盖L=m+T+（8-12）n（12）套筒尺寸或垫片满足轴承定位要求几间隙调整。l4（18）箱外旋转件内端面至端盖最外面距离一般l4=15-20，满足凸缘式端盖的拆卸要求。l5（81）轴的外伸段

30、上装半联轴器相配合长度按所装半联轴器的轮毂宽度和固定方法而定，同时要满足键联接强度要求。7.2轴的强度校核7.2.1轴上力的作用点及支点跨距的确定低速轴（轴）由表7-1知，与滚动轴承相配合的轴径d3=55mm，低速轴上受有径向力和轴向力故采用圆锥滚子轴承30211（初选）圆锥齿轮的作用点与支撑受力点的距离为：l1=103.5mm大齿轮中心与支撑受力点的距离为：L1/2=53.5mm7.2.2 轴强度计算低速齿轮轴的材料选用45钢调质，查机械设计基础表14-1得，此材料的B=650MPa ，查机械设计基础表14-3-1b=60MPa 大直齿轮的分度圆直径为： d2 =mz2=3×100

31、=300mm 小圆锥齿轮的平均直径为： dm1=d1-b.sin1=95.8mm大齿轮受力情况如下：圆周力 Ft2=2*243.575*1000/300=1623.8(N)径向力 Fr2=Ft2 tg=1623.8×tg20°=591.01(N)小圆锥齿轮受力情况如下：RAVRAHRCHRCVFtFrFt2Fr2FaMBHMBVMFVMFHT224064118528671040200250595890284710348544RAVRAHFrFtRCVRCHFr2Ft2L2/2L2/2L1(b)(e)(c)(a)(d)(f)(a)低速轴受力简图；（b）垂直面的受力和弯矩图；（

32、c）水平面的受力和弯矩图；（d）Fr2在垂直面的弯矩图；（e）Ft2在水平面的弯矩图；（f）扭矩图；圆周力 Ft3= 2*243.575*1000/95.8=5085.07(N)径向力 Fr3 = Ft3 tgcos1 =1829.73(N)轴向力 Fa3= Ft3 tgsin1=204.38(N)在危险C截面处，垂直面上支反力：对A点取矩得:Fr3×(59×2+105)-RAV ×59×2-Fr2×59-Fa3×52.5=0所以 RCV =3879(N)RAV = RCV +Fr2FDV =2198(N) (弯矩见图7-1)水平面上

33、支反力求法同上： 所以 RAH=4469(N), RCH=12025(N)(弯矩见图2)合成弯矩： MC =614200(N.mm )当量弯矩为(视转矩为脉动循环,取a=0.6) Me =566682N.mm )计算危险截面C处轴的直径: dC=48.55mm 因为轴上C处无键槽,不考虑加大轴径.所定的齿根圆直径=52.5mm48.55mm,所以以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准.7.3滚动轴承计算 2） 轴承A和C 的径向力分别为：FrA=4756(N)FrC=11427(N)轴承为30210型圆锥滚子轴承附加轴向力: SA=0.5FrA=0.42×4756=1997(N)SC=0.5Frc=0.42×11427=4798(N)轴承A和C上总轴向载荷分别为:Fa3 +SC=SA所以 A被压紧, C被放松.所以 FaA= SC +Fa3=5096.8(N) FaC= SC=47