机械设计基础课程设计说明书(斜)

1、课程设计说明书题目 X X X X机传动装置设计院（系） 机电工程系 专业年级 XX模具专X班 课题组 A 姓名 张三 学号 XXXXXXXXXXXX 二一年十二月二十一日目 录课程设计任务书1. 传动方案设计-2. 选择电动机-3. 计算总传动比和分配传动比-4. 传动装置的运动和动力参数的计算-5. V带传动设计-6. 齿轮传动设计-7. 初算轴的直径-8. 选择联轴器-9. 初选滚动轴承-10. 减速器和轴承的润滑-11. 减速器装配图设计-12. 轴的强度校核-13. 滚动轴承寿命的校核计算-14. 键联接强度校核-15. 减速器的附件-16. 设计小结-17. 参考文献-课程设计任务

2、书 机电工程 系 模具设计与制造 专业 XX模具专1班姓名 张三 学号 XXXXXXXXXXXXXXXXXXXX 题目 X X X X机传动装置设计 课程设计内容与要求一、设计题目：A 设计带式运输机的传动装置。其传动方案推荐如下：1.电动机 2.带传动 3.减速器 4.联轴器 二、原始数据及条件 1.运输带拉力：F=2470N. 2.运输带传递速度:V=2m/s. 3.滚筒直径：D382mm. 4.工作机效率：0.94（含轴承）. 5.运输带速度？：5. 6.工作条件：灰尘较多，所受载荷平稳，只是起动时有微振. 7.预期使用期限：使用年限10年，大修期3年（单班连续工作，不逆转）.8.生成批

3、量及生产条件，在中、小型厂批量生产，该厂有一般机加工能力，且有铸造、热处理设备，但无大型锻造设备。三、设计的主要任务：1.分析、比较并选择传动方案.2电动机选择及传动比分配.3.设计带传动或链传动、开式齿轮传动.4.设计齿轮（或蜗轮）减速器.5.确定联轴器的类型及尺寸.四、每个同学应完成的工作量： 1.减速器装配图一张（1#图纸）. 2.零件工作图二张（3#图纸）. 3.设计计算说明书一份.五、设计时间：2周 设计及说明 1.传动方案设计根据设计任务书的要求，初拟的传动方案为：电动机V带传动齿轮减速器联轴器运输机。如下图所示： 2.选择电动机2.1 已知运输带拉力F2470N，运输带传递速度v

4、2m/s，则工作机所需的有效功率为： 此节中所用到的表？各均见参考文献12.2 查表2-2可知：V带传动的效率0.95.滚动轴承的效率0.98. 圆柱齿轮传动（8级精度（油润滑）的效率0.97. 齿式联轴器的效率0.99. 工作机的效率0.94（含轴承）. 则传动装置的总效率为： 所以电动机所需的功率为： 2.3 已知运输带传递速度v2m/s，滚筒直径D382mm，由 可得工作机所需的转速为 查表2-3可知： V带传动的推荐传动比为：. 圆柱齿轮传动（闭式）的推荐传动比为：.则传动装置的总传动比为：那么电动机的满载转速的范围为：考虑运输机的使用条件，查表16-1，可知符合功率和转速要求的电动机

5、型号有：电动机型号 额定功率 满载转速 总传动比 Kw r/min iY160M-6 7.5 970 9.696Y132M-4 7.5 1440 14.394Y160L-8 7.5 720 7.197 Y132M-4考虑到经济性和传动装置结构简单等因素，决定选用Y132M-4三相异步电动机。查表16-2可知，其技术数据如下：电动机型号Y132M-4额定功率 7.5kw同步转速1500r/min满载转速 1440 r/min轴外伸轴径轴外伸长度 E=80键槽宽 F10键槽底到轴外径距离 G33中心高 H注此节中所用到表格均见参考文献1.3.计算总传动比和分配传动比3.1 已知电动机的满载转速14

6、40 r/min，工作机所需的转速. 则传动装置的总传动比i为： 3.2 考虑到电动机的中心高，为避免大带轮外圆半径过大，初步取V带传动的传动比 则减速器的传动比为： 4.传动装置的运动和动力参数的计算各轴的编号为：0轴 电动机轴 轴 减速器高速轴轴 减速器低速轴轴 运输机滚筒轴4.1 各轴的转速计算 1440 r/minnnnn100.042 r/min4.2 各轴的输入功率计算 P0=Pd=5.981(kw) P(kw) PP PP4.3 各轴的输入转矩计算 T0= T=T=T=上述计算结果列于下表，以供查用。各轴的运动及动力参数轴号转速n/（r/min）功率P/kw转矩T/（N m）传动

7、比i014405.98139.66634805.682113.0484.798100.0425.401515.5791100.0425.24500.215、V带传动设计 已知电动机所需的功率即V带传动的功率P=5.981kw，电动机的满载转速（主动轮转速）n11440 r/min，从动轮转速n2480 r/min，单班连续工作，不逆转，满载平稳，起动时有微振。此节中所用到的公式和表格、图表均见参考文献25.1 计算设计功率Pd： 查表8-7，得工况系数KA=1.1, 故 设计功率PdKAP=1.15.981=6.579(kw)5.2 选择带型 根据Pd6.579 kw，n11440 r/min

8、，由图8-12，初步选用A型。 A型带5.3 选取带轮基准直径和 ： 考虑到电动机外伸轴径为38mm 由表8-8及图8-12，取112mm，滑动率2 112mm 由式（8-18）得： 由表8-8，取。 5.4 验算带速v：由式（8-24）得在525m/s范围内，带速合适。5.5 确定中心距a和带的基准长度： 根据式（8-25）得 即 初选中心距 由式（8-26）得初算的带长 由表8-2，对A型带选用基准长度 则由式（8-27）可得：取实际中心距a535mm。 a535mm5.6 验算小带轮包角： 由式（8-3）得： 包角合适。5.7 确定带得根数： 因112mm，n11440 r/min，由式

9、（8-17）得实际传动比 V带实际传动比i3.052主动轮带速v8.44m/s。 查表8-3，得单根普通V带的基本额定功率为查表8-4，得单根普通V带的额定功率增量为：因，查表8-5，得包角系数。因，查表8-6得长度系数由式（8-28）得取根。 5.8 确定初拉力 由式（8-29）得单根普通V带得初拉力式中由表8-1得线密度5.9 计算压轴力: 由式（8-30），得压轴力为5.10 带轮的结构设计：见零件图纸小带轮: 实心式 大带轮：腹板式6、齿轮传动设计 因V带传动的实际传动比，则轴的转速应调整为减速器齿轮传动比初步确定为： 为了使减速器结构紧凑，并满足使用寿命要求，同时节约成本，减速器齿轮

10、按硬齿面设计，按8级精度制造。6.1 选择齿轮材料，确定许用应力： 大、小齿轮均选用45钢，表明淬火，由表5-3查得齿面硬度为4050HRC，由图5-29c查得齿根弯曲疲劳极限应力 由图5-32c查得齿面接触疲劳极限应力6.2 按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数：由式（5-38b）可知(1) 确定许用弯曲应力 按式（5-29）计算,取试验齿轮的应力修正系数。弯曲强度的最小安全系数1.5。弯曲疲劳强度计算的尺寸系数1。因为齿轮的循环次数式中：n为小齿轮转速，n471.822. a为齿轮每转一转时，轮齿同侧齿面的啮合次数，任务书要求不逆转，a1. t为齿轮总工作时间，每年按300天计算，单班连续工作

11、，每班8小时，使用年限10年. 由图5-30得弯曲疲劳强度计算的寿命系数1。由式（5-29）得（2）小齿轮的名义转矩:=115.008(3)选取载荷系数K： 因为是斜齿轮传动，故K可选小些，取K1.3。（4）初步选定齿轮的参数： 小齿轮的齿数 （z12440） 或参考大皮带轮的尺寸及同类减速器的参数选定 大齿轮的齿数 取128 齿宽系数0.6 初取螺旋角 （螺旋角=80200） 齿数比 实际传动比4.741（5）确定复合齿形系数： 因大、小齿轮选用同一材料及热处理，则相同，故按小齿轮的复合齿形系数代入即可。 由式（5-34）得当量齿数 由图5-26查得（6）确定重合度与螺旋角系数： 初选螺旋角

12、.则当量齿数 按式（5-12a）有端面重合度 按纵向重合度，及从图5-41中查得螺旋角系数将上述各参数代入式（8-38b），得 按表5-1取标准模数2mm. 2 mm 则中心距为： 取实际中心距a160mm，则 （7）计算传动得几何尺寸 取34mm. 取42mm6.3 校核齿面的接触疲劳强度 由式（5-40）可知 取重合度系数 0.85 当一对齿轮都为钢制，取弹性系数189.8 将上述参数代入式（5-40），得 齿面接触应力为 而许用接触应力按式（5-30）计算. 取接触强度的最小安全系数 接触疲劳强度计算的寿命系数 工作硬化系数 由式（5-30）得 因，故接触疲劳强度足够。6.4 计算小齿轮

13、1和大齿轮2各部分尺寸：（1）由表5-6计算齿轮各部分尺寸为： 2，i4.741名称代号计算公式计算结果端面模数2.06452端面压力角分度圆直径齿顶高2齿根高=2.5全齿高=4.5顶隙=0.5齿顶圆直径齿根圆直径标准中心距160齿宽注：以上计算过程中所用到的公式、图表、表格均见参考文献2（2）测量尺寸计算：由参考文献跨测齿数（3）表10-3得 其中：渐开线函数则公法线平均长度因小齿轮的转速 大齿轮的转速 即工作的实际转速为 则运输带的速度误差率为 符合要求。那么小齿轮的圆周速度大齿轮的圆周速度大、小齿轮的精度等级均取为 8HK GB/T10095-2001查参考文献1表18-11，得径向跳动

14、公差为小齿轮大齿轮单个齿距极限偏差为小齿轮大齿轮由参考文献1表18-5得齿厚极限偏差的上偏差齿厚极限偏差的上偏差小齿轮大齿轮对于外啮合齿轮，公法线平均长度的上偏差和为小齿轮 大齿轮 6.5 齿轮图纸见零件图7、初算轴的直径轴的直径可按扭转强度进行估算，即减速器的高速轴；轴，减速器的低速轴；轴和运输机的滚筒轴轴材料均为45钢，调质处理217255HBS，取由轴的材料和承载情况确定的常数 C117则与大带轮联接处有一个键槽，要增大5则 ！ 再考虑带轮孔径要求）取 轴与联轴器联接处有一个键槽，要增大5取 再考虑联轴器孔径要求取 取8、选择联轴器因为实际的 所以轴与轴之间选用的联轴器为：GICL3联轴

15、器9、初选滚动轴承因为是斜齿轮传动，轴承要承受径向力和较大的轴向力，因此选择角接触球轴承。查参考文献1表12-6得：轴上的轴承为：7309C 轴上的轴承为：7212C 10、.减速器和轴承的润滑因为大齿轮的圆周速度，则由参考文献1表15-1，查得润滑油黏度为266.由查15-3查得润滑油为中负荷工业齿轮油（GB/T5903-1995）,代号L-CKC680,润滑方式为油池浸油润滑，又因为，因此轴承采用润滑脂润滑，润滑脂牌号为钙基润滑脂（GB491-1991）,4号。11、减速器装配图设计减速器铸造箱体的结构尺寸，见参考文献1表5-1名称符号结构尺寸（mm）箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、

16、箱底座凸缘的厚度、箱座、箱盖上的筋厚、轴承旁凸出的高度和半径、轴承盖的外径地脚螺钉直径数目通孔直径沉头座直径底座凸缘尺寸，联接螺钉轴承旁联接螺栓直径箱座、箱盖的联接螺栓直径通孔直径沉头座直径凸缘尺寸，定位销直径轴承盖螺钉直径，长25轴承盖螺钉数量nn=6视孔盖螺钉直径箱体外壁至轴承座端面的距离大齿轮顶圆与箱体内壁的距离齿轮端面与箱体内壁的距离12、轴的强度校核12.1高速轴；轴的强度校核根据减速器的装配情况，轴的结构尺寸如下图。轴的受力计算简图如下图所示，取集中载荷作用于齿轮及轴承点。！注意 对FQ的处理（1）求齿轮上作用力的大小、方向齿轮上作用力的大小已知转矩由参考文献2式（5-6？）得：圆

17、周力 径向力 轴向力 、的方向如图所示。（2）求轴承的支反力水平面上支反力 垂直面上支反力 =-7479.292 (N)（3）画弯矩图（见图b、c、d）剖面C处的弯矩：水平面上的弯矩垂直面上的弯矩合成弯矩 （4）画转矩图 ，见图e。（5）画当量弯矩图（见图f）因单向回转，视转矩为脉动循环，校正系数，由参考文献2表12-1，查得，则 剖面C处的当量弯矩（6）判断危险剖面并验算强度1）剖面C当量弯矩最大，但该处为齿轮轴，故验算其旁边轴段的强度，已知：2）剖面D处虽仅受转矩，但其直径最小，则该剖面也为危险剖面所以轴的强度足够。12.2 低速轴：轴的强度校核如下图：轴的受力计算简图如下图所示，取集中载

18、荷作用于齿轮及轴承的点。（1）求齿轮上作用力的大小、方向 根据作用力与反作用力定律，齿轮上作用力的大小为：圆周力径向力轴向力、的方向如图所示。（2）求轴承的支反力水平面上支反力垂直面上支反力（3）画弯矩图（见图b、c、d）剖面C处的弯矩：水平面上的弯矩 垂直面上的弯矩 合成弯矩 （4）画转矩图 ，见图e。（5）画当量弯矩图（见图f）因单向回转，视转矩为脉动循环，校正系数，由参考文献2表12-1，查得，则剖面C处的当量弯矩（6）判断危险剖面并验算强度1）剖面C当量弯矩最大，而其直径与邻段相差不大，故剖面C为危险剖面。已知 2）剖面D处虽仅受转矩，但其直径最小，则该剖面也为危险剖面所以 轴的强度足

19、够。13、滚动轴承寿命的校核计算13.1 轴上滚动轴承寿命的校核计算根据前面初选轴上所用的2个轴承为角接触球轴承，代号为7309C轴承的受力图如下：参考前面12.1高速轴轴的强度校核，得径向载荷:轴向载荷:轴承的工作转速预期寿命由参考文献2式（14-3）计算基本额定寿命基本额定动载荷C，对于角接触球轴承，基本额定动载荷C为径向额定动载荷，由参考文献1表12-6查得，轴承的径向额定静载荷，则参考文献2表14-12，得轴向载荷影响系数e0.34。对于轴承，则 X=0.45, Y=1.61对于轴承，则 X=1, Y=0X径向动载荷系数，Y轴向动载荷系数。由表14-13，查得动载荷系数 由表14-14

20、，查得角接触球轴承的内部轴向力因为则轴有向右移动的趋势，使轴承“压紧”，轴承“放松”。故两轴承的轴向分别为：由式（14-8），得当量动载荷P为轴承的当量动载荷轴承的当量动载荷因，只计算轴承的寿命即可。已知球轴承的寿命指数，则<预期寿命故实际寿命比预期寿命略小，所选轴承不合适，但满足3年大修期要求，故可行13.2 轴上滚动轴承寿命的校核计算根据前面初选轴上所用的2个轴承为角接触球轴承，代号为7212C。轴承的受力图如下：参考前面12.2低速轴轴的强度校核，得径向载荷:轴向载荷:轴承的工作转速预期寿命由参考文献2式（14-3）计算基本额定寿命 基本额定动载荷C，对于角接触球轴承，基本额定动载荷C为径向额定动载荷，由参考文献1表12-6查得 ，轴承的径向额定静载荷，则参考文献2表14-12，得轴向载荷影响系数e0.34。对于轴承：则 X=0.45, Y=1.61对于轴承：则 X=0.45, Y=1.61X径向动载荷系数，Y轴向动载荷系数。由表14-13，查得动载荷系数 由表14-14，查得角接触球轴承的内部轴向力因为则轴有向左移动的趋势，使轴承 “压紧”，轴承 “放松”。故两轴承的轴向分别为：由式（14-8），得当量动载荷P为轴承的当量动载荷轴承的当量动载荷因，只计算