机械设计课程设计

机械设计课程设计计算说明书 设计题目: 设计带式运输机传动装置 过程装备与控制工程 专业 10-2 班设计者: 郑家兴 学号： 10024100244 指导老师： 谭 云 成绩： 2012年12月24日 2013年1月4日 广东石油化工学院 机械设计课程设计任务书 目录一、设计题目2二、设计的目的与意义3三、确定传动方案3四、电动机选择3五、计算总传动比及配各级的传动比5六、计算传动装置的运动和动力参数6七、齿轮的设计8八、减速器机体结构尺寸如下19九、轴的设计22十、联轴器的选择39十一、润滑方式的确定40十二、其他有关数据40十三、参考资料40机械设计课程设计任务书一、 设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器。1 工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限为8年，输送带速度容许误差为5%。2 己知条件：输送带拉力：F=2300N，滚筒直径为D= 340mm，输送带速度为：V= 0.95 m/s。二、设计的目的与意义减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。 与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。 我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。三、确定传动方案根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱斜齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。四、电动机选择1电动机类型和结构的选择选择Y系列三项异步电动机2电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw  PwFv/1000 =2300×0.95/(1000×0.96)=2.28KW2）电动机的输出功率PdPw/ kW其中：带传动效率：0.98每对滚子轴承的传动效率：0.987级精度圆柱齿轮的传动效率：0.98齿形链：0.97弹性联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则总的效率：=0.96PdPw/=2.28/0.800=2.85kW从表19-1中可选出额定功率为3kw的电动机。3.电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=60×1000v/(D)=60×1000×0.95/(3.14×340)=53.4r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i'=840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i'=840。故电动机转速的可选范围为：n= i'×n=(8-40) ×52.6=420.82104 r/min可见，电动机同步转速可选700r/min ，1,000r/min和1500r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表14-1中查出三个电动机型号，两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比1Y 132S-63100096017.982Y 100L2-431500143026.784电动机型号的确定由表14-1查出电动机型号为Y100L2-4,其额定功率为3kW，满载转速1430r/min。基本符合题目所需的要求。五、计算总传动比及配各级的传动比1.原则： 各传动比范围：， 尺寸协调原则：总传动比 各级平均传动比：2.传动比分配：3.齿轮各级传动比的分配： 取 六、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速计算电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，卷筒轴为轴轴 1440 r/min轴 r/min轴 r/min轴 r/min轴 r/min2、各轴的输入功率: 轴 轴 轴 轴 轴 3、轴扭矩轴 轴 轴 轴 轴 4、整理列表功率P/kw转速n/(r/min)扭矩T/ 轴2.85144018.90轴2.7465040.26轴2.63248.1101.24轴2.53127.9188.91轴2.3853.3426.44七、齿轮的设计a、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数；，大齿轮齿数，取（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选，由图10-26，则有小齿轮传递转矩查图10-30可选取区域系数 查表10-7可选取齿宽系数查表10-6可得材料的弹性影响系数。查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数，按计算式(10-12)得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数查表可得使用系数，根据，7级精度，查表10-8可得动载系数，由表10-4查得的值与直齿轮的相同，为1.419 ，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式(10-17)试算即（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数根据纵向重合度，查图10-28可得螺旋角影响系数。查图可选取区域系数，则有查表取应力校正系数，。查表取齿形系数，。(线性插值法)查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查图可取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力 ，取弯曲疲劳安全系数，按计算式(10-22)计算得计算大、小齿轮的并加以计算 大齿轮的数值较大。（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。b、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮(或大齿轮)的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40(调质)，硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数（5）选取螺旋角，初选螺旋角2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值试选小齿轮传递转矩查表10-7可选取齿宽系数, 查图10-26可选取区域系数，则有查表可得材料的弹性影响系数。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限。按计算式计算应力循环次数查图可选取接触疲劳寿命系数，。计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数,于是得（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算总相重合度计算载荷系数查表可得使用系数，根据，7级精度，查表可得动载系数，故载荷系数按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得计算模数3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数根据纵向重合度，查图可得螺旋角影响系数。计算当量齿数查表可取齿形系数，。查表可取应力校正系数，。(线性插值法)查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限。查图可取弯曲疲劳寿命系数，。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，按计算式计算计算大、小齿轮的并加以计算大齿轮的数值较大。（2）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有取，则4、几何尺寸计算（1）计算中心距将中心距圆整为。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。（3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度圆整后取，。八、减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度22地脚螺钉直径20地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径18盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8吊环螺钉查手册表141020，至外箱壁的距离查手册表11222，至凸缘边缘距离查手册表11220外箱壁至轴承端面距离=+（510）30大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.210齿轮端面与内箱壁距离>15箱盖，箱座肋厚10轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）130（2轴）150（3轴）九、轴的设计：1、高速轴设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本第127页表6-1取=35Mpa, C=115。各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2mm 式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=17.94mm查课程设计课本第194页得到电动机轴径d=38，所以取=38mm；查课程设计课本第146页联接器型号结合考虑得第一段轴长为82mm，L1=82mm。取39mm，查课程设计课本第282页结合计算得= m+e+2=50mm。取40mm，查课程设计课第130页表15-3,选用6009轴承,得轴承宽度为b=15mm, 所以取=40mm，=27mm。取46mm,因为要与中间轴中小齿轮相对齐，所在取，=90mm。为小齿轮直径，所以=49mm，为小齿轮宽度，即=50mm为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取=46，取8mm 为装轴承和轴套段，结合取=40mm，=15+15-3=27mm其中，为齿轮轴。2）、校核该轴和轴承：L1=82mm，=50mm，=27mm，=90mm，=50mm，=8mm，=27mm，L1= 104mm L2=129mm L3=47mm作用在齿轮上的圆周力为：=2×36.28×1000/54=1343.7N径向力为=1343.7×0.364=489.1N 求垂直面的支反力：=(129×489.1)/(104+129)=270N=489.1-270=219N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=219×129/1000=28.3N.m=270×104/1000=28 N.m求水平面的支承力：由得=129×1343.7/(129+104)=744N=1343.7-744=600N求并绘制水平面弯矩图：=744×104/1000=77N.m=600×129/1000=77 N.m求F在支点产生的反力：=47×2300/(104+129)=464N=464+2300=2764N求并绘制F力产生的弯矩图：=2300×47/1000=108N.m=464×104/1000=48N.mF在a处产生的弯矩：=464×104/1000=48N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=48+ =82N.m=62+=82求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=84.8N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第127页表6-1得，许用弯曲应力，则：mm因为>=40mm>d，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本166页表7-7,9，10取取按最不利考虑，则有：=+464= 1255N=+2764=3024.7N则=8.63年>8年因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：5）、键的设计与校核: 由课程设计表122页14-24可查的,由于公称直径d=38mm,在3844范围内，故轴段上采用键：12×8, 采用A型普通键:键校核.为L1=80mm,综合考虑取=63得=4×36.28×1000/38×63×(50-10)=2.59Mpa<所以，所选键为： b×h×l:12×8×632.中间轴的设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本第127页表6-1取=35Mpa, C=110。各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2mm式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=26.52mm取=45mm ，因为段要装配轴承，所以查课程设计课本第134页表15-4，选用6009轴承，L1=27mm。定位低速级小齿轮,所以取=57mm，L2=8mm。段主要是装配低速级小齿轮，所以取=85mm，=50mm。定位高速级大齿轮，取=57mm,L4=6mm。段要装配高速级大齿轮=51 =43装配轴承所以查课程设计课本第134页表15-4，选用6009轴承，=45mm， =16+15+9=40mm。校核该轴和轴承：L1=47mm L2=53mm L3=42mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=2×133.82×1000/206=1299.22N =2×380.29×1000/90=8450.89N径向力：=1299.22×0.364=472.9N=8450.89×0.364=3076.1N求垂直面的支反力:=-3076.11×44+472.9×(53+44)/(47+53+44)=-621N=3076.1-621-472.9=1981.8N计算垂直弯矩：=621×47/1000=29.2N.m=621×(47+53)/1000-472.9×53/1000=37N.m求水平面的支承力： =3484.4=1299.22+8450.89-3484.4=6265.7N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=3484.4×47/1000=163.8N.m=-6265.7×(47+53)/1000-8450.89×53/1000=-1074.5N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑： =166.4N.m=1075N.m求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）=172.9N.m=1076N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=30mm>d，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+472.9=4012N=+3076.1= 6547N 则=8.2年。>8轴承使用寿命在年范围内，所以该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：5）、键的设计与校核：由课程设计表122页14-24可查的,由于公称直径d=57mm,在5058范围内，故、轴段上采用键：16×10, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=43mm,综合考虑取=36mm得=4×133.82×1000/57×43×(50-10)=2.94Mpa<所以，所选键为： b×h×l:16×10×363、从动轴的设计：1）、确定各轴段直径各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2mm 式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=37.56mm结合联轴器结构要求，第一段轴径=50mm, 取100mm。为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，取=54mm。取40mm;设计轴段，为使轴承装拆方便，取=60 mm,查课程设计课本第177页，先轴承6012:d=60mm,D=95mm,B=18mm。=27mm;设计轴段，考虑到有足够位置与轴2中的大齿轮对齐且不相影响，故取=66mm，=64；设计齿轮轴段，取=66mm，由齿轮宽度决定，其长度为齿轮宽度少23mm ,即=43 mm。设计轴头，因为与均为轴承段，所以取=60，由轴承和结构决定，取=39mm。2) 、校核该轴和轴承：L1=42mm L2=135mm L3=134mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2×380.29×1000/270=2817N径向力：=2817×0.036=1014.1N求垂直面的支反力：135×1014.1/(42+135)= 773.5mm=1014.1-773,。5=240.6mm计算垂直弯矩：= =240.6×135/1000=32.5 N.m=32.5N.m求水平面的支承力。=135×2817/(42+135)=2148.5N=2817-2148.5=668.4N计算、绘制水平面弯矩图。=2148.5×42/1000=90.2N.m=668.4*135/1000=90.2N.m求F在支点产生的反力=1890N=4837N求F力产生的弯矩图。=395N=79.4F在a处产生的弯矩：=79.4N求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。最危险处截面当量弯矩为：（取折合系数）N.M计算危险截面处轴的直径:因为材料选择调质，查课本第77页表14.9得，许用弯曲应力，则：14.28mm因为=40mm>d，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有： 则年该轴承寿命为16.98年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）键的设计与校核：因为d1=50mm轴段装联轴器，由课程设计表122页14-24可查的,由于公称直径d=50mm,在5058范围内，故轴段上采用键：16×10, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=100mm,综合考虑取=80mm得所以所选键为: b×h×l:16×10×80 因为=53mm，这一轴段装夹齿轮，参考课程设计课本第161页表16-28,由于公称直径d=53mm,在5058范围内，故轴段上采用键：16×10, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=62mm,综合考虑取=56mm得所以所选键为: 十.联轴器的选择：计算联轴器所需的转矩： 查机械设计课本第291页中表17-1得：取 轴1：查课程设计课本第145页表17-1，选用型号为TL5的弹性套柱销联轴器。轴3：查课程设计课本第210页表19-5，选用型号为TL9的弹性套柱销联轴器。十一、润滑方式的确定：因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，查课程设计课本第197页，根据各种润滑油的主要性质和用途，箱体内选用全损耗系统用油（GB443-89）中的L-AN100润滑油，装至规定高度。十二、其他有关数据减速器附件的选择1、通气器：选通气器（二次过滤），采用M27.5×1.52、油面指示器 3、选用游标尺M164、起吊装置：选用箱盖吊耳5、箱座吊耳R 7.56、选用外六角油塞及垫片M16×1.5十三、 参考资料1 机械设计吕宏 王慧 北京大学出版社, 2009 2 机械设计课程设计 陆玉 冯立艳 机械工业出版社， 20103 机械课程设计说明书 殷玉枫 北京：机械工业出版社，20064 程材料与成形技术基础 鞠鲁粤 北京：高等教育出版社 20045 几何量公差与检测 甘永立 上海：科学技术出版社，2005=0.800Pd2.85kWn=53.4r/min1440 r/minr/minr/minr/min r/min7250.07mm51mm1.509m/sb=50.07mm55.046mm238.099mm=55.901mm=2685=17.94mmL1=82mm=39mm= 50mm=40mm=27mm=46mm=90mm=49mm=50mm=46mm=8mm=40mm=27mm1343.7N489.1N270N219N28.3N.m28 N.m744N600N77N.m77 N.m464N2764N108N.m48N.m48N.m82N.m82N.m84.8N.mmm1255N3024N8.63年b×h×l:12×8×6326.52mm=45mmL1=27mm=57mmL2=8mm=85mm=50mm=57mmL4=6mm=51 =43mm=45=401299.2N8450.9N472.9N3076.1N-621N1981.8N29.2N.m37N.m3484.4N6265.7N163.8N.m-1074.5 N.m166.4N.m1075N.m172.9N.m1076N.mmm4012N6547N8.2年2.94Mpab×h×l:10×8×6037.56mm=50mm=100mm=54mm=40mm=60 mm=27mm=66mm=64=66mm=43 mm=60=39mm2817N1014.1N773.5mm240.6mm=32.5 N.m32.5N.m2148.5N668.4N90.2N.m90.2N.m1890N=4837N=395=79.4N=175.3254.8N.m14.28mm=16.98年 b×h×l:16×10×80L-AN100润滑油- 42 -