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1、资料内容仅供您学习参考，如有不当或者侵权，请联系改正或者删除。 机械设计课程设计任务书 学生姓名 李卫星 专业年级 车辆工程 级 设计题目: 设计带式输送机传动装置 设计条件: 1、 输送带工作拉力: F = 3300N; 2、 输送带工作速度: v = 1.2m/s( 允许输送带速度误差为±5%) ; 3、 滚筒直径: D = 350mm; 4、 工作情况: 两班制, 连续单向运转, 载荷较平稳; 室内, 灰尘较大, 环境最高温度35°; 5、 使用折旧期: 8年; 6、 检修间隔期: 四年一次大修, 两
2、年一次中修, 半年一次小修; 7、 动力来源: 电力, 三相交流, 电压380/220V; 8、 运输带速度允许误差: 9、 制造条件及生产批量: 一般机械厂制造, 小批量生产。 设计工作量: 1、 减速器装配图1张( A1) ; 2、 零件工作图3张; 3、 设计说明书1份。 指导教师签名: 6月9日 设计内容 计算及说明 结果 传动装置的总体设计 电动机的选择
3、 传动装置的总传动比计算及分配 计算传动装置的运动和动力参数 传动零件的计算 第一级齿轮传动设计计算
4、 第二级齿轮传动设计计算
5、
6、 轴的设计 轴的材料选择和最小直径估计 轴的结构设计
7、 低速轴的校核计算
8、 低速轴滚动轴承的选择及寿命校核 键的选择 高速轴键的选择
9、 中间轴键的选择 低速轴键的选择 联轴器的选择 箱体设计 润滑、 密封的设计 润滑 密封 总结
10、 2、 传动装置的总体设计 2.1、 电动机的选择 1.选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机, 全封闭自扇冷式结构, 电压380V。 2．确定电动机的功率 1) 其中, 带式输送机的效率。 2) 经过查《机械设计课程设计手册》表1-7确定各级传动的机械效率: 联轴器=0.99; 齿轮=0.98; 轴承=0.99。总效率。 电动机所需的功率为: 。 由表《机械设计课程设计手册》表12-1
11、选取电动机的额定功率为2.2。 3.确定电动机的转速 按推荐的传动比合理范围, 两级展开式圆柱齿轮减速器传动比 而工作机卷筒轴的转速为 因此电动机转速的可选范围为 符合这一范围的同步转速有和两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格等因素, 为使传动装置结构紧凑, 决定选用同步转速为的Y系列电动机Y132M2-6,其满载转速为,电动机的安装结构形式以及其中心高,外形尺寸,轴的尺寸等由表12-5中查得: 电动机外伸轴直径D=38mm, 外伸轴长度E=80mm。 2.2、 计算传动装置的总传动比并分配传动比 1.总传动比i为 2.分配传动
12、比 取 , 2.3、 计算传动装置的运动和动力参数 1.各轴的转速 轴 轴 轴 卷筒轴 4.各轴的输入功率 轴 轴 轴 卷筒轴 5.各轴的输入转矩 轴 轴 轴 工作轴 电动机轴 将上述计算结果汇总与下表, 以备查用。 项目 电动机 轴 轴 轴 工作轴 转速 960 960 211.45 65.51 65.51 功率 4.35
13、 4.31 4.18 4.05 3.93 转矩 43273 42840 188700 590940 572913 传动比i 1 4.54 3.23 1 效率 0.99 0.96 0.96 0.99 3、 传动零件的计算 3.1 第一级齿轮传动设计计算 1.选定齿轮类型、 精度等级、 材料及齿数 1) 按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动, 软齿轮面闭式传动。 2) 运输机为一般工作机器, 速度不高, 故选用7级精度(GB10095-83)。 3) 材料选择。由《机械设计课程设计手册》, 选择小齿轮材料为40Gr( 调质
14、) , 硬度为280HBS, 大齿轮为45钢( 调质) , 硬度为240HBS, 二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数, 则大齿轮齿数 取 2. 按齿轮面接触强度设计 由设计计算公式进行计算 (1).确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数。 2)计算小齿轮传递的转矩 3)按软齿面齿轮非对称安装, 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。 4)由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。 5)由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限; 大齿轮的接触疲劳强度极限。 6)计算应力循环次数 7
15、)由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数; 。 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%, 安全系数S=1 (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径, 代入中较小的值。 2)计算圆周速度。 3)计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 齿高 5)计算载荷系数 根据v=2.62m/s, 由图10-8查得动载荷系数; 直齿轮, ; 由表10-2查的使用系数; 查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》, 小齿轮相对支承非对称布置 由b/h=8.89, 由图10-13得; 故
16、载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径, 7)
17、计算模数m 3.按齿根弯曲强度设计, 公式为 (1).确定公式内的各参数值 1)由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 大齿轮的弯曲强度极限; 2)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数, ; 3)计算弯曲疲劳许用应力; 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由《机械设计》表10-5查得; ; 6) 查取应力校正系数 由《机械设计》表10-5查得; 7) 计算大、 小齿轮的并加以比较; 大齿轮的数值大。 ( 2) 设计计算 对
18、比计算结果, 由齿轮面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力, 仅与齿轮直径( 即模数与齿数的乘积) 有关, 可取由弯曲强度算得的模数1.689mm并圆整为标准值m=2mm 接触强度算得的分度圆直径=5.045mm, 算出小齿轮齿数 , 取; 大齿轮, 取; 这样设计出的齿轮传动, 即满足了齿面接触疲劳强度, 又满足了齿根弯曲疲劳强度, 并做到结构紧凑, 避免浪费。 4.几何尺寸设计 (1)计算分圆周直径 (2)计算中心距
19、 (3)计算齿轮宽度 取, 。 5.结构技术及绘制齿轮零件图 小齿轮采用齿轮轴结构, 大齿轮采用腹板式式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下: 齿轮工作图如下图所示: , , 取 , 3.2 第二级齿轮传动设计计算 1.选定齿轮类型、 精度等级、 材料及齿数 1) 按二级展开式圆柱齿轮减速器的传动方案, 选用直齿圆柱齿轮传动, 软齿轮面闭式传动。 2) 运输机为一般工作机器, 速度不高, 故选用7级精度(GB10095-83)。 3) 材料选择。由《机械设计课程设计手册》, 选择小齿轮材料为40Gr( 调质) , 硬
20、度为280HBS, 大齿轮为45钢( 调质) , 硬度为240HBS, 二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数=24, 则大齿轮齿数 , 取; 2. 按齿轮面接触强度设计 由设计计算公式进行计算 (1).确定公式内的各计算数值 1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)按软齿面齿轮非对称安装, 由《机械设计》表10-7选取齿宽系数。 4)由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数。 5)由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限; 大齿轮的接触疲劳强度极限。 6)计算应力循环次数 7)
21、由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数; 。 8)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%, 安全系数S=1 (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径, 代入中较小的值。 2)计算圆周速度。 3)计算齿宽b 4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 齿高 5)计算载荷系数 根据v=0.934m/s, 7级精度, 由图10-8查得动载荷系数; 直齿轮, ; 由表10-2查的使用系数; 查表10-4用插值法得7级精度查《机械设计》, 小齿轮相对支承非对称布置 由b/h=10.67, , 由图
22、10-13得; 故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直
23、径, 7)计算模数m 3.按齿根弯曲强度设计, 公式为 (1).确定公式内的各参数值 1)由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; 大齿轮的弯曲强度极限; 2)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数, ; 3)计算弯曲疲劳许用应力; 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4, 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由《机械设计》表10-5查得; ; 6) 查取应力校正系数 由《机械设计》表10-5查得; 7) 计算大、 小齿轮的并加以比较; 小齿轮的数值大。 ( 2) 设计
24、计算 对比计算结果, 由齿轮面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数, 由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力, 而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力, 仅与齿轮直径( 即模数与齿数的乘积) 有关, 可取由弯曲强度算得的模数2.528并圆整为标准值m=3mm 接触强度算得的分度圆直径=87.683mm, 算出小齿轮齿数 , 取; 大齿轮, 取; 这样设计出的齿轮传动, 即满足了齿面接触疲劳强度, 又满足了齿根弯曲疲劳强度, 并做到结构紧凑, 避免浪费。 4.几何尺寸设计 (1)计算分圆周直径 (2)计算中心距
25、 (3)计算齿轮宽度 取, 。 5.结构技术及绘制齿轮零件图 小齿轮采用实心式结构 齿轮的有关尺寸计算如下: 取mm mm 取30mm mm n m=3 大齿轮采用腹板式结构 大齿轮的有关尺寸计算如下: , , 取 , , 取 名称 符 号 单 位 高速级 低速级 小齿轮 大齿轮 小齿轮 大齿轮 中心距 a mm 156 190.5 传动比 i 4.54 3.23 模数 m mm 2 3 压力角 α º 20 20 齿数
26、z 28 128 30 97 分度圆直径 d mm 56 256 90 291 齿顶圆直径 da mm 60 260 96 297 齿根圆直径 df mm 51 251 82.5 283.5 齿宽 b mm 61 56 95 90 材料 40Cr 45 40Cr 45 热处理状态 调质 调质 调质 调质 齿面硬度 HBS 280 240 280 240 4．轴的设计 4.1、 轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件, 选定轴的材料为45钢, 调质处理。轴的最小直
27、径计算公式 , A0的值经过查教材表14-2确定为: A0=112。 轴 , 考虑到联轴器, 键槽的影响, 取。 轴 , 取 轴 , 取; 4.2、 轴的结构设计 1、 高速轴 1) 高速轴的直径的确定 : 最小直径处为与电动机相连安装联轴器的外伸轴段, 因此 : 密封处轴段 : 滚动轴承轴段 滚动轴承选取6309: d×D×B=45mm×100mm×25mm :过渡段 齿轮轴段由于齿轮直径较小, 因此采用齿轮轴结构。 : 滚动轴承段, 2) 高速轴各段长度的确定 : : 由箱体结构, 轴承端盖、 装配关系等确定 : 由滚动轴承、
28、挡油环及装配关系等确定 : 由装配关系、 箱体结构确定 : 由高速小齿轮齿宽确定 : 由箱体结构, 轴承端盖、 装配关系等确定 2、 中间轴 1) 中间轴各轴段的直径确定 : 最小直径处为滚动轴承轴段, 因此.滚动轴承选取6307: d×D×B=35mm×80mm×21mm : 低速小齿轮轴段 取 : 轴环, 根据齿轮的轴向定位要求 取 : 高速大齿轮轴段 取 : 滚动轴承段 2) 中间轴各轴段长度的确定 : 由滚动轴承, 挡油盘及装配关系 取 : 由低速小齿轮齿宽取 : 轴环 取 : 由高速大齿轮齿宽 取 : 3、 低速轴 1) 低速轴各轴段的直
29、径确定 : 滚动轴承轴段, 因此.滚动轴承选取6312: d×D×B=60mm×130mm×31mm。 : 低速大齿轮轴段 取 : 轴环, 根据齿轮的轴向定位要求 取 : 过度段取, 考虑挡油盘的轴向定位 取 : 滚动轴承段 : 封密轴段处, 根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注, 取 : 最小直径, 安装联轴器的外伸轴段 2) 低速轴各轴段长度的确定 : 由滚动轴承、 挡油盘以及装配关系等确定取 : 由低速大齿轮齿宽 取 : 轴环 取 : 由装配关系和箱体结构 取 : 滚动轴承、 挡油盘以及装配关系 : 由箱体结构, 轴承端盖、 装配关系等确定
30、 : 5．低速轴的校核计算 1、 低速轴的受力分析 由于选择的是直齿轮故该轴受圆周力、 径向力作用其大小如下: 2、 低速轴的受力情况如下图所示 3、 求垂直面的支承反力 4、 求水平面的支承反力 5、 垂直面的弯距 6、 水平面得弯矩 7、 求合成弯距 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 弯矩 总弯矩 扭矩 8、 做出轴的载荷分布图 9、 按弯扭合成应力校核轴的强度 按照上表数据, 以及轴单向旋转, 扭转切应力为脉动循环变应力, 取, 轴的计算应力 前已选定
31、轴的材料为45钢, 调质处理, 由表15-1查得。因此 , 故安全。 10、 精确校核轴的疲劳强度 ( 1) 齿轮左端面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 齿轮左端面左侧弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭矩切应力 轴的材料为45钢, 调质处理, 由表15-1查得, , 。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表3-2查取, 因, , 经插值课查得: , ; 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为, 故有效应力集中系数为, 由附图3-2的尺寸系数, 由附图3-3可得轴扭转尺寸系数 轴按磨削加工, 由附
32、图3-4得表面质量系数为 轴未经表面强化处理, 即, 则综合系数为 又由3-1与3-2得碳钢的特性系数 , 取 , 取 于是安全系数值 故可知起安全。 ( 2) 齿轮左端面右侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 齿轮左端面左侧弯矩M为 截面上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭矩切应力 过盈配合处的, 由附图3-8用插值法求出并取, 于是得: , ; 轴按磨削加工, 由附图3-4得表面质量系数为 故得综合系数为 因此轴在截面右侧的安全系数值 , 故该轴在截面右侧的强度也是足够
33、的。 6、 低速轴滚动轴承的选择及寿命校核 考虑轴受力较小且主要是径向力, 故选用的是单列深沟球轴承 轴Ⅰ63099两个, 轴Ⅱ6307两个, 轴Ⅲ选用6312两个 (GB/T297-1994) 低速轴寿命计算: 1.查机械设计课程设计表6-1, 得深沟球轴承6312 2.查《机械设计》得 X=1, Y=0 3.计算轴承反力及当量动载荷: 在水平面内轴承所受得载荷 在垂直面内轴承所受得载荷 计算轴承2所受总载荷 轴承所受轴向力很小, 因此当量动载荷: 4.已知
34、预期得寿命8年, 两班制 基本额定动载荷 因此轴承6308安全, 合格 7、 键的选择 7.1、 高速轴键的选择 高速轴上只有安装联轴器的键。根据安装联轴器处直径d=32㎜, 经过查《机械设计基础课程设计》表4-1圆头普通平键。选择的键尺寸: b×h×=10×8 ( t=5.0, r=0.25) ,键的工作长度L=40mm, 键的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。标记: 键10×8×40 GB/T1096- 。传递的转矩。 按表6-2差得键的静连接时需用应力, 则 因此高速轴上的键强度足够。 7.2、 中间轴键的选择 中间轴上的键是用来安装齿轮的,
35、 因此选用圆头普通平键。因为高速大齿轮齿宽B=56mm , 轴段直径d=40mm, 因此经过查《机械设计基础课程设计》表4-1选用b×h =12×8( t=5.0, r=0.25) ,键的工作长度L=38mm, 键的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。标记: 键12×8×38 GB/T1096- 。低速小齿轮齿宽B=95 , 轴段直径d=40, 因此选用b×h=12×8( t=5.0, r=0.25) , 键的工作长度L=56mm, 键的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。标记: 键12×8×56 GB/T1096- 。由于两个键传递的转矩都相同, 因此只要校核短的键。传递的转
36、矩 则 故轴上的键强度足够。 7.3、 低速轴键的选择 低速上有两个键, 一个是用来安装低速级大齿轮, 另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键, 齿轮的轴段的直径d=65mm, 轮宽B=90mm , 经过查表《机械设计基础课程设计》表4-1选用b×h=18×11( t=7.0, r=0.25) ,键的工作长度L=69mm, 键的接触高度k=0.5h=0.5×11=5.5mm。标记: 键18×11×69 GB/T1096- 。传递的转矩 则 故安装齿轮的键强度足够。 安装联轴器的键圆头普通平键, 轴直径d=50mm, 因此选键b×h=16×10(t=6.0, r=0.2
37、5) ,键的工作长度 L=54mm,键的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm。标记: 键16×10×54GB/T1096- 。传递的转矩 则 故选的键强度足够。 8、 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳, 速度不高, 无特殊要求, 考虑装拆方便及经济问题, 选用弹性柱销联轴器 1.减速器输入端 选用LX3型( GB/T 5014- ) 弹性套柱销联轴器, 采用J1型轴孔, 圆头普通平键, 轴孔直径d=32mm,轴孔长度为L=58mm 2.减速器的输出端 选用GICL3型( GB/T 5014- ) 鼓形齿式联轴器, 采用J1型轴孔, 圆头普通平键, 轴孔
38、直径d=50mm轴孔长度为L=82mm 9、 箱体设计 名称 符号 参数 设计原则 箱体壁厚 10 0.025a+3>=8 箱盖壁厚 1 8 0.02a+3>=8 凸缘厚度 箱座 b 15 箱盖 b1 12 底座 b2 25 箱座肋厚 m 8.5 地脚螺钉 型号 df M20 0.036a+12 数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 M16 0.75df 箱座、 箱盖联接螺栓直径尺寸 d2 M12 ( 0.5～0.6) df 连接螺栓的间距 180 150～200 轴承盖螺钉
39、直径 d3 10 ( 0.4～0.5) df 观察孔盖螺钉 d4 8 ( 0.3～0.4) df 定位销直径 d 10 ( 0.7～0.8) d2 d1、 d2至外箱壁距离 C1 22、 18 C1>=C1min d1、 d2至凸缘边缘距离 C2 20、 16 C2>=C2min df至外箱壁距离 C1 26 df至凸缘边缘距离 C2 24 箱体外壁至轴承盖座端面的距离 57 C1+C2+(5～10) 轴承端盖外径 D2 150、 130、 180 轴承旁连接螺栓距离 S 60、 50、 80 注
40、释: a取低速级中心距, a＝190.5mm 10、 润滑、 密封的设计 10.1、 润滑 因为齿轮的速度都比较小, 难以飞溅形成油雾, 或难以导入轴承, 或难以使轴承浸油润滑。因此, 减速器齿轮选用润脂脂润滑的方式润滑。 10.2、 密封 为了防止泄漏, 减速器的箱盖与箱体接合处和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱盖的密封能够经过改进接合处的粗糙度, 一般为小于或等于6.3, 另外就是连接箱体与箱盖的螺栓与螺栓之间不宜太大, 安装时必须把螺栓拧紧。外伸轴处的密封根据轴的直径选用国家标注U型密封圈。 11、 总结 二周的课程设计结束了, 本课程设计的任务是二级圆柱
41、齿轮减速器。在这次课程设计过程中, 由于时间很紧迫, 但还是完成了设计任务, 在设计过程中体会很深刻, ”一失足成千古恨”这句话深深的印在自己的心中, 在设计中, 出过很多错误, 而且每次出错都会引起一系列的错误, 相当于再重算一次, 再后来的计算过程特别要求自己细心计算。在途中也遇到过很多问题, 在老师和同学的细心帮助下都一一解决。在经过重复的计算和不断草绘过程中, 学到不少东西, 有些以前学的很乱, 经这次设计把以前的内容有系统的总结, 同时也培养了制作课程设计的思想和方法。 经过这次课程设计, 使我更加深入地了解了机械设计这一门课程。机械设计不但仅是一门课, 我们必须经过理论
42、接合实际, 深入地去了解其中的概念和设计过程, 这样我们不但学到了理论知识, 而且有助于提高我们的综合素质。这次设计不但涉及到我们学过的《机械设计基础》、 《画法几何及机械制图》、 《理论力学》、 《材料力学》、 CAD制图等知识, 还涉及到我们还没学过的《公差与配合》等。可见, 机械设计是一门广泛综合的课程, 单单靠教材学的点点是远远不够的, 我们很有必要多点吸收课外的有关知识。今后一定要注意综合思考问题和解决问题能力的提高, 尽可能在工作和学习中少走弯路, 但决不能回避困难, 遇到困难时要冷静思考, 多看参考书, 问老师和同学们, 力争尽快解决问题, 设计中的问题请老师多多指教。 参
43、考文献 1、 《机械设计》( 教材) 第八版, 高等教育出版社, 主编: 濮良贵 纪名刚 2、 《机械设计课程设计手册》, 高等教育出版社, 主编: 吴宗泽。 3、 《工程图学基础》( 教材) , 高等教育出版社, 主编: 丁一何玉林 ,
44、
45、 m=2mm a=156mm
46、 m=3mm
47、
48、 轴Ⅰ63099两个, 轴Ⅱ6307两个, 轴Ⅲ选用6312两个 (GB/T297-1994)
49、 b×h×=10×8 b×h =12×8 b×h=12×8 b×h=18×11 b×h=16×10 LX3型( GB/T 5014- ) 弹性套柱销联轴器 GICL3型( GB/T 5014- ) 鼓形齿式联轴器 脂润滑 U型密封圈
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