机械课程设计B组.

1、华蛀也力*营课程设计（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 0i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练，如计算、绘图、查阅资料、

2、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土 5%）;3）滚筒直径 D= 200 mm;4） 滚筒效率=0.96 （包括滚筒和轴承的效率损失）;5）工作情况：两班制连续单向运转，载荷较平稳；6）使用

3、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）、低速轴零件图1张（2号）。3）设计说明书一份。五

4、、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佃4、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

5、，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n = n 1 n 2n 3n 4n 5n 6n 7n 8式中个部分效率由设计资料查得：

6、弹性滑块联轴器的效率n 1=0.993，对球轴承的效率n2=0.99 （初选球轴承），闭式齿轮传动效率 n 3=0.97 （初定8级精度），一对圆锥滚子轴承效 率n 4=0.99，圆锥齿轮传动效率 n 5=0.95 （初定8级精度），十字滑块联轴器的效率n 6=0.98 ,卷筒传动的效率n 7=0.96。总效率为 n =0.993 X 0.99 X 0.97 x 0.99 x 0.95 x 0.98 x 0.96 x 0.99=0.835 电动机所用功率Pd = F 代入数据可得 Pd=5.135 KW10001.3确定电动机的转速卷筒轴工作转速为nww=60 1000V代入数据可得n=50.

7、6369r/minnD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i1=36,圆锥齿轮的传动比i2=14,则总传动比的合理范围为i =324,故电动机转速的可选范围为：nd= （i nw） = （324）X 50.6369= 151.9107 1215.2826 （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（r min ）满载转速（ri min ）堵 转 转

8、矩 额疋 转 矩质 量(Kg)Y132M2-65.510009602.084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HABDEFX GDGlHDAC/2AD132M132216178388010X 8335153151352102分配各级传动比总传动比为 i=仏=960/50.64=18.9585nw由机械设计（基础）课程设计（第二版）式（2-6）可知，式中i 1和i 2分别为闭式圆柱齿i轮和开式圆锥齿轮的传动比，按传动比注意事项，初步取i1=5,则i 2= =3.7917i13计算运动和动力参数3.1各轴转速I轴ni = nm =960 (r/

9、mi n)II轴nm 960nn =192(r/mi n)i15III 轴nm = =192/3.7917=50.6369(r/mi n)I2卷筒轴niv =n m =50.6369(r/mi n)3.2各轴输入功率I 轴Pi = Pdn 1 =5.135 X 0.993=5.099KW)II 轴Pn = P i n 2 n 3 =5.099 X 0.99 X 0.97 =4.897(KW)III 轴Pm = P n n 3 n 4=4.897 X 0.99 X 0.97 =4.606(KW)卷筒轴Pv = P mn 5n 6=4.606 x 0.95 X 0.98=4.469(KW)3.3各

10、轴输入转矩PTi =9550 I = 9550 X 5.099/960=50.724(N.m)niII 轴III 轴Tn =9550 二=9550 X 4.897/160=243.575(N.m) n2Tm =9550= 9550 X 4.606/50.6369=868.6807 (N.m)n3卷筒轴Tv =9550 亘 9550 X 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/mi n)输入功率P(KW)输入扭矩(N.m)传动比i传动效率n电动机轴960i轴9605.09950.724n轴1604.897243.575m轴50.

11、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：4.1.1 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YC38 * 82TL 6GB4323-84J1A32*60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/mi n）轴孔直径（mm）轴孔长度（mm）DA质量Kg转动质量Kg*m 2许用补偿量Y型J J1 Z 型mm径向角向 a钢mmLL1LYTL625038003235388260821604510.360.0260.3104.1.2二号联轴器选用十字滑块联轴器

12、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/mi n）d1D0DLhd2C质量Kg转动惯量Kg*m 2800250455080130200205055+0.50.310.009.460.01754.2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（T Hiim1=550MPa, （T Hiim2=530MPa（机械设计基础图 11-7c）, Sh=1.1 （

13、机械设计基础表11-4）故(T H1 = Hlim 1 =550/1.1=500 MPaSh(T H2】= H lim2 =530/1.1=481.818 MPaSh因 c Flim1 =174MPa, (T Flim2=186MPa(机械设计基础图 11-10c), Sf=1.4 (机械设计基础表11-4）故F lim 1Sf=174/1.4= 124.2857 MP10#c F2 = " F lim 2 =186/1.4= 132.8571 MPaSf11（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

14、书r=0.4小齿轮上的转矩由前面计算可知Ti=243.575N.m设小齿轮齿数 乙=21，则大齿轮齿数 Z2=u.Z 1=79.6257取乙=80，故实际传动 比 i=80/21=3.8095分度圆锥角 S 2=arctg（ Z2/Z1） 83.66S 1=90o- S 2=6.34 o当量齿数 Zv1 =Z 1/cos S 1=21.1Zv2 =Z2/cos S 2=315.135 查机械设计基础图11-9可得齿形系数 YF1=2.86 Yf2=2.13Yf讥（TF1=0.023YF班（T F2=0.016且YF讥（T F1大于YF班（TF2】故将Yf2/ t F2代入机械设计基础式（11-

15、22 ）计算。平均模数mm > 3 4小* （1 -°.5'5）代入数据可得鬧.9，则mm取3YVUaRZ12kF 大端模数me=（1 10%m 代入数据可得 m=4.125取标准值 m=51 0.5 甲 r外锥距R;=mVu2 +1代入数据可得Re=205.87mm 2齿宽b= » r R代入数据可得 b=82.348mm取b=83mm大端分度圆直径 de1二mZ1代入数据可得 de1=105mm（3）齿轮的圆周速度V=de1n 代入数据可得 V=1.055m/s60 心 000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

16、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T Hlim1 =560 MPa, T Hiim2=550MPa（机械设计基础图 11-7c）,Sh=1.1 （机械设计基础表11-4）故（J（Jt H1 =560/1.1=509.09 Mpa t H2 =550/1.1=500 MPaShSh因t Flim1 =190MPa, T Flim2=180MPa（机械设计基础图

17、 11-10c）, Sf=1.4（机械设计12基础表11-4)故(T fi = Flim1 =190/1.4= 135.714 MpaSf(T F2】="F lim 2 =180/1.4= 128.57MPaSf13#(2) 按齿面接触强度设计k=1.4(机械设计基础表 11-3)，齿宽系数设齿轮按8级精度制造，取载荷系数书 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 乙=20,则大齿轮齿数 Z=u.Z 1=5X 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=Z/Z1=5)代入数据

18、可得a> 155mm模数m=2aZ1 Z2代入数据可得m=2.58取标准值m=3所以中心距a=m(Z1 乙)代入数据可得 a=180mm2齿宽 b=书 a a=0.4 X 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 Y f2=2.22按机械设计基础式(11-8)验算弯曲强度(T F1= 2kTi丫F1 代入数据可得F1= 28.80MPa < (7 F1bm2 Z1Y7 F2= 7 F1 厘代入数据可得 7 F2=21.90 MPa < 7 F2 Yf1经验算可知齿轮强度合格，安全(

19、4) 齿轮的圆周速度V= 一d1n 代入数据可得 V=3.0144m/s60 1000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YC38 * 82由所选联轴器TL6得知：电动机伸出轴(D XE=38 X82)相配的主动端J1A32*60di=32mm ,Y型轴孔丄=82mm , C型平键槽;减速器高速轴伸出端相配的从动端d2=42 mm, J 1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：冋315.099d=c 3=(118-107) X 3 =20.736 18

20、.803mm' q. 960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确定方法及说明(mm) 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)，还应符合密封兀件的孔d3 (45)d3= d2+ (1

21、-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

22、1 (12)齿轮端面与箱体内壁距离 1=10-1512 (4)箱体内壁至轴承端面的距离脂润滑时12=8-12，油润滑时12=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构确定。对于嵌入式端盖对嵌入式 端盖，采用0型密封圈，e=15-20:不采用0型 密圭寸圈 e=10-15 ; 对凸缘式端盖 m=e+n=L (48)轴承座孔宽度(虑10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n (13)套筒尺寸或垫片L=m+T+ (8-12)满足轴承定位要求几间隙调整。14 (1

23、8)箱外旋转件内端面至 端盖最外面距离一般14=15-20，满足凸缘式端盖的拆卸要求。15 (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：li=l 5/2+14+e+n+T=93mm小齿轮中心与支撑受力点的距离为：Li/2= bi/2+ i+ 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

24、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(T B=650MPa，查机械设计基础表14-3 (T -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：d =mz1=60mm (在图上小齿轮的齿顶圆直径用表示)小直齿轮受力情况如下：2T1圆周力 Ft1 =1 =1690.8 (N)d1径向力 F r1 = F t1 tg a =1720 X tg20 ° =615.4(N)在危险B截面处，垂直面上支反力:RAv = Rev = F n/2=615/2=307.7(N)垂直面上的弯矩M BV1 = Mbv1= RavX 62=307.7 X 66

25、=20308.2(N)水平面上支反力:16水平面上的弯矩：M bh = RahX 64=860 X 72=55796.4(N.mm )合成弯矩：18M B = M Bvi M Bh =59377.27882(N.mm )当量弯矩为(视转矩为脉动循环,取a=0.6)f 22M e = . M b (aT) = 66722.66(N.mm )计算危险截面B处轴的直径：I_Mdb> 3 =22.32mmY0.1jb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 mm>dB =22.32mm,所以以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准.6.3滚

26、动轴承计算1)轴承A和C的径向力分别为：FrA=jR；v +R；h =899.66(N)Frc=JRv +rCh =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f p=1.5;查机械设计基础表 16-9得温度系数f t=1,fpP (ft60n1061/ £Lh)式中 n=960 r/min, £ =3609601/3所以Cr/ = 1.5*899.66(614500)=12708.66(N)106查机械设计(基础

27、)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)bx h=10X 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(T 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

28、应力(T p=£ =4*50724/8/40/32=19.8N/mm 2< (T p=100MPadhl故此键联接强度足够。标记：键 10X 50 GB 1096 -797低速轴的设计计算及校核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式中:d=c3=28.8 40.6 mmC (118-107)21#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

29、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),d3 (55)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

30、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12=8-12，油润滑时12=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疋。对于嵌入式端盖对嵌入式端 盖，采用0型密封圈，e=15-20:不采用0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

31、+ ( 8-12 );对凸缘式端盖n (12)套筒尺寸或垫片L=m+T+ (8-12)满足轴承定位要求几间隙调整。14 (18)箱外旋转件内端面至端盖最外面距离一般14=15-20,满足凸缘式端盖的拆卸要求。l5 (81)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。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(H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：

32、L2=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(T B=650MPa ,查机械设计基础表 14-3 (T -1b=60MPa大直齿轮的分度圆直径为： d2 =mZ2=3 XI 00=300mm小圆锥齿轮的平均直径为：dm1=d1-b.si n S 1=95.8mm大齿轮受力情况如下：2T2圆周力 Ft2=2 =2*243.575*1000/300=1623.8(N)d2径向力 F r2=Ft2 tg a =1623.8 X tg20 ° =591.01(N)小圆锥齿轮受力情况如下：23FrFtRARAL2/24RC'

33、L2/2H1 Ft2RARARCL1118528224064RCMBFt73485446710401RCMB(d)Ft2200250(e)T284710595890（a）低速轴受力简图；（b）垂直面的受力和弯矩图；（c）水平面的受力和弯矩图;（d） Fr2在垂直面的弯矩图；（e） Ft2在水平面的弯矩图；（f）扭矩图；尸(a) FaFr2(b)丿> (c)JFr：25圆周力Ft3= 2*243.575*1000/95.8=5085.07(N)dm1径向力 F r3 = F t3 tg a cos S i =1829.73(N)轴向力 F a3= F t3 tg a sin S i=204

34、.38(N)在危险C截面处，垂直面上支反力：对A点取矩得：Fr3 x( 59 X 2+105)-R AV X 59 X 2-Fr2 X 59-F a3X 52.5=0所以 Rcv=3879(N)Rav = R cv+F r2 - Fdv=2198(N)( 弯矩见图 7-1)水平面上支反力求法同上：所以 Rahf4469(N), R chf12025(N)(弯矩见图 2)合成弯矩:M c = Jmcv2+mCh =61420aN.mm )当量弯矩为(视转矩为脉动循环，取a=0.6)M e =JMC+(aT)2 =566682N.mm )计算危险截面C处轴的直径26#MeC> 3.0.1 j=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=52.5mm> 48.55mm,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= . rAvrAh f4756(N)FrC= . Rev ' RCH =11427(N)轴承为30210型圆锥滚子轴承附加轴向力SA=0.5FrA=0.42 X 4756=1997(N)Sc=0.5Frc=0.42 X 11427=4798(N)轴承A和C上总轴向载荷分别为：Fa3 +Se= > SA所以A被压紧，C被放松.所以 FaA= Se +F a3=