机械设计课程设计123要点

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机的减速器学院：纺织与材料学院班级：纺织072姓名：陈要学号：学13661059指导教师:杨文堤日期：2009-6-261、 设计任务书2、 传动方案分析3、 电机的选择四、传动比分配5、 运动及动力参数计算6、 带传动的设计7、 齿轮转动的设计8、 轴的结构设计九、轴的强度计算十、 键的选择及强度计算十一、联轴器的选择十二、滚动轴承的选择及寿命计算十三、密封件的选择十四、润滑剂及润滑方式的选择十五、参考文献26、设计任务书1、设计题目：设计一带式输送机制减速器已知减速器的输出功率为5Kw,输出转速为140转/分，减速器的工 作寿命为12年双班制

2、工作，工作时有轻微振动，传动简图如图:2、课程设计要求应完成：减速器装配图一张（A2）零件工作图二张设计说明书一份二、传动方案分析已知:减速器输出功率Pw为5Kw;输出转速为nw为140转/分；工 作时间双班制工作，连续工作时间长；工作寿命 12年，较长；工作 时有轻微振动，要求减震。该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大， 可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅度降低了成本。减速器部分用单级圆柱齿轮减速器计算与说明结果三、电机的选择1.电动机类型的选择常用Y系列三相交流异步电动机。工作机功率：

3、Pw=5Kw工作机转速：nw=140r/min传动装置总效率：刀aT a= T 1? T 22?刀 3（由课设 P6 式 2-4）由课设书表2-2:机械传动和轴承等效率的概略值（P6）取：V带传动效率刀1=0.95滚动轴承效率刀2=0.99圆柱齿轮传动九级精度效率刀3=0.96由式3-1得：T a=0.95M0.992 M 0.96 =0.8939电动机所需功率：Pd（见课设P6）Pd= %.8939=5.59Kw取 Pe=7.5Kw,根据所需功率在（课设表161, P148）中选择具体型号。选择电动机为 Y132M-4型Y132M-4电动机主要数据如下：Pw=5Kw nw=140r/min，

4、=0.95刀 2=0.99刀 3=0.96刀 a=0.8939Pd=5.59KwY132M-4电动机额定功率Pe7.5Kw电动机满载转速nm1440r/min电动机伸出端直径D38mm电动机伸出端轴安装长度E80mm四、传动比分配1、总传动比ia产%=144%0=10.29ia = 10.292、各级传动比分配：为了使传动系统结构较为紧凑,据P7所述，取V型带传动比ii=3,则得齿轮的传动比i2：i2 = i/=10.2% =3.43/ i1/ 3初定i1=3i1 = 3i2=3.43i 2 =3.43五、运动及动力参数计算1、各轴的转速计算据课设P8式有：n ="/ =144% =

5、480r/min / i13错误！未指定书签。& =n/ = 4804=139.9r/min/ i 2/ 3.43r/min2、各轴的输入功率的计算n2 =139.9r/min取电动机的所需功率Pd为设计功率，则V带传递的功率为：Pd=5.59Kw高速轴的输入功率Pi =Pd i =5.59X 0.95=5.311Kw低速轴的输入功率P2 = Pd 1 2 3 =5.59 0.95 0.99 0.96=5.047Kw3、各轴的输入转矩计算高速转矩 T1 =9550乜=9550M53U =105.7N m n1480低速转矩 T2 =9550比=9550 父5047 =344.5N m“

6、139.9各轴功率、转速、转矩列于下表:轴名功率(Kw)转速(r/min)转矩(N m)高速轴5.311480105.7低速轴5.047139.9344.5六、带传动的设计外传动带选为普通V带传动1、确定V带型号和带轮直径工作情况系数Ka：由表13-8(P2i8)查得Ka=1.1计算功率 Pc： Pc =kAPd =1.1 5.59 =6.149Kw选带型号：由图13-15(P219)选A型V带小带轮直径：由表 13-9 (P219), Dmin=75mm,r =5.311KwP2 =5.047KwT1=105.7N mT2 =344.5N mKa = 1.1Pc =6.149KwA型d1 =

7、112mm大带轮直径：设6=0.01,由式13-9得：n1440d2 =di(1-8)=m 112(1-0.01)= 332.64mmn1480由表 13-9 取 d2 =355mm带速v:ndem1 父112 M1440 c /l /v =8.45m/s60X100060 M1000带速在525m/s范围内，合适。2、计算中心距、带长和包角初步选取中心距a。=1.5(d1 +d2)=1.5父(112 + 355) = 700.5mm取a0 =700mm ,符合 0.7(d1 +d2) <a0 <2(d1 +d2)由式13-2得带长(d2 -d1)2L=2a0+ (dJd2)+(、

8、1)24aO2=2 M 700+ 2 (112+355) +(355-112)= 2154.65mm24M700查表13-2,对A型带选用Ld=2240mm。再由式13-16计算实际中心距：上 LdL0*2240 -2155_a 定 a0 十 d 0 700 十=742.5mm223、验算小带轮包角巴由式13-1得%180° d2 d1 乂57.30 180° 355 112 父57.3°a742.5取错误！未指定书签。112mmd2 =355 mmv=8.45m/sa0 = 700mmL0 =2155mmLd = 2240mma = 742.5mm=161.20

9、>1200 合适。4、求V带根数z由式13-15得z =Pc(Po +AP0)KqKl今nm =1440r/min,di =112mm,查表 13-3 得:p0 =1.61Kw由式13-9得传动比i = = 355=3.20d1(1-s)112(1 -0.01)查表13-5得如0 =0.17Kw由 =161°查表13-7得Q = 0.95,查表13-2得Kl =1.06 ,由此可得6.149z -3.43(1.61 +0.17)父0.95父1.06取4根。5、求作用在带轮轴上的压力Fq查表13-1得q=0.1kg/m,故由式13-17得单根V带的初拉力：500Pc 2.52F0

10、 -(，/ -1)+qvzvKa500 M6.149 , 2.5一口-(-1)+0.1 父8.45 - 155.6N4M8.450.95作用在轴上的压力51610 Fq =2zF0sin 1 = 2 父 4 M 155.6 父 sin=1227.7N22% =161°p0 =1.61kwp。=0.17Kw4根。F0 =155.6N6、带轮结构设计带轮宽度：FQ -1227.7 N查表 13-10得 e=15mm,fmin=9mm,取 f =i0mmB=(z-1)e 2f =(4 -1) 15 2 10 =65mm七、齿轮转动的设计1、选择齿轮材料及精度等级B=65mm考虑减速器传递功

11、率不大，所以齿轮采用软齿 面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬 度240HBS;根据课本选7级精度。齿面精糙度Ra< 1.63.2区 m小齿轮 40Cr调质HB1=260HBS大齿轮 45 调质HB2=240HBS2、初步计算齿宽系数由：由表11-6取a=1接触疲劳极限Jlim ：由表11-1取0 Hlim =720MPa二 FE1 =600MPad =1二 Hiim2 =590MPa二 FE2 =450MPa由表 11-5 MSH =1.0 , SF =1.25Hlm1 = 720MPa(1)初步计算的许用接触应力2h：=3 =侬=

12、720MPaSh1.0OH2 = ' Hlim2 =590MPa Sh二F1 = ； FE1 = 600 =480MPaSf1.25二 FE1 = 600MPa0 Hlim2 =590MPa二 FE2 =450MPa.,二 FE2 450 - F2 =360MpaSf1.25(2)齿轮的圆周速度二dini二 64 480 , ,v1.61m/s60 100060000对照表11-2可知选用九级精度是合宜的。(3)按齿面接触强度设计设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.5 (表11-3),小齿轮上的转矩:T1 =9.55父106 父旦=9.55父106 父5311 =1.06父10小n

13、1480取Ze =188 (表11-4)对标准齿轮 Zh=2.53 I"2KT1 i11 ZeZh.2d1 一():d i1二 h2 1.5 1.06 105 3 1 ,188 2.5 x 2=()2 = 64.6mm13590齿数取z1 =32 ,则z2 =3父32 =96。故实际传动比i 96 01 =332模数：m =虫= 646 =2.01875mmZi32齿宽：b/dd1 =1 父 64.6 = 64.6mm,Sh =1.0Sf =1.25二 h1 = 720 MPa人=590 MPa二 f1 =480MPa二F2 -360MPaV=1.61m/sK=1.5T1 = 1.0

14、6 105NZe =188Zh=2.5d1 = 64.6mmz1 =32际的Wb2 =65mm,b1 =70mm。按表 4-1 取 m=2mm,实d1 = z1Mm =32m 2 =64mm , d2 = 96m 2 =192mm。螺旋角 B : B =arccos_2=7.8o2.01875d1 d264 192 中心距a = 12128mm2 2齿宽 b: b= 6 dd1=1 x 64=64mm(4)验算齿轮弯曲强度齿形系数 YFa1 =2.56 (图 11-8), Ys:1=1.63 (图 11-9)YFa2 =2.3,Ysa2 =1.8,由式 11-5_5_ _ 2kT1YFa1YS

15、a1 2 1.5 1.06 105 2.56 1.63一“一 bm2乙一65 22 32-159.5MPa <cF1 =480MpaYFa2YSa22.3 1.8Of2 =<Tfi Fa2 Sa2 =16”Yf"2.56 1.63= 160MPa +F2 =360MPa安全。(5)圆柱齿轮的几何尺寸计算齿顶高ha=m=2mm齿根高 hf=1.25m=2.5mm全齿高 h=ha+hf=2.25m=4.5mm顶隙 c=hf-ha=0.25m=0.5mm齿顶圆直径 da1=d1+2ha=64+4=68mmda2=d2+2ha=192+4=196mm齿根圆直径 df1=d1-2h

16、f=64-5=59mmdf2=d2-2hf=192-5=187mmZ2=96m=2mmd1=64mmd2=192mm取 B =8°a = 128mmb=64mm安全(6)齿轮传动的作用力及计算载荷( =20°, (3=8°)由式11-1有=巴=也也0=188的d1112Ft22T2 d22 344.5 1000355= 1940.8NFr1 = Ft1 tan 二 /cos : =1887.5 tan200 =687NFr2 = Ft2tan=1940.8 tan20o =706.4NFt1 = 1887.5NFr1=687NFn1=2008.6NFt2=1940

17、.8NFr2=706.4NFn2=2065NFn1 = Ft1/cos： =1887.5- cos20o =2008.6NFn2= Ft2 - cos- =194Q8- cos20o=2065N八、轴的结构设计(一)轴的材料选择与最小直径的确定1、高速轴(1)轴的材料的选择由P241表14-1选用45号钢调质 =650MPa(2)初算轴的直径据表 14-2,取 C=110mm由式 14-2 得 d H 1 =110 J，；： = 24.5m m高速轴：45号钢调质二 B=650MPaC=110mm考虑到直径最小处安装大皮带轮需开一个键梢，将d加大5%后得d=25.73mm取高速轴最小直径d1=

18、25mm据带轮轮毂长l =(1.5 2)d= (1.5-2) X25= (37.5-50) mm,取带轮轮毂长l =40mm ,则与带轮配合的轴头长度亦取 11 = 40mm。d1=25mml = 40 mml = 40mm低速轴：45号钢正火o b = 600MPaC=110du = 40mm2、低速轴(1)轴的材料选择由表14-1选用45号正火 气=600MPa(2)初算轴的直径据表 14-2,取 C=1103 : 3 1由式 14-2 得 d 笺 总=110 J50" = 36.35mm n2 139.9考虑到直径最小处安装弹性联轴器需开一个键梢，将d加大5%后得d=38.2m

19、m,并考虑到该处 安装标准弹性联轴器，配合处的直径一致，故取 低速轴最小直径djj=40mm,轴头长度ljj = 65mm。(二)轴的结构设计1、减速器箱体尺寸计算据课设P24表5-1计算减速器箱体的主要尺寸为：箱座壁厚S :S =0.025a+1=0.025X 128+1=4.2mm,箱盖壁厚 S 1： S 1=0.02a+1=0.02X 128+1=3.56mm；g_111 65mm箱座凸缘壁厚 b: b=1.5 S =1.5X 8=12mm;箱盖凸缘壁厚 b1: b1=1.5 S 1=12mm;箱座底凸缘壁厚b2： b2=2.5 8 =20mm;地脚螺钉直径及数目df, n： df=16

20、, n=4;取 8 =8mm轴承旁连接螺栓直径 d1: d1=0.75df=12mm;箱盖与箱座联接螺栓直径d2：d2=(0.50.6) df=(89.6)mm;取 8 1=8mm连接螺栓直径d: d=16mm大齿轮顶圆与箱体内壁的品目离Ai： i n 1.2 s =9.6mm;齿轮端向与箱体内壁的距离A 2> 8 =8mm列表如下：名称结果d2=9mm箱座壁厚88 =8mm箱盖壁厚Si8 i=8mm箱座凸缘壁厚bb=12mm 1=i0mm箱盖凸缘壁厚bib1=12mm箱座底凸缘壁厚b2b2=20mm 2=10mm地脚螺钉直径及数目df, ndf=i6, n=4轴承旁连接螺栓直径did1

21、=12mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2d2=9mm连接螺栓直径dd=16mm大齿轮顶圆与箱体内壁的距离Ai 1=i0mm齿轮端面与箱体内壁的距离2 2=10mm2、轴的结构设计(画图：见附图)(1)单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定。(2)确定轴各段直径和长度(低速轴).由装配结构草图可得出：Ci=106.5mmBi=58.5mmAi=58.5mmA2=117.5mm, B2=60mm, C2 =60mm九、轴的强度计算低速轴的受力分析：1、绘制轴空间受力图2、

22、作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座反力(1) H 面Rah =Rch=&=353.3N2V面Rav =Rcv =F1=943.75N2(3)计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图取 c1 = 24mmc2 = 20mmMe匚M HA = M HC = 0Mhb =-60Rah -60 353.3 = -21198NV面MVA = MVC =0MVB =60Rav =60 943.75 = 56625N(4)计算合成弯矩并作图MA =Mc =0 222_22MB =:MHB +M VB ="(21198) +56625= 60462.8N mm(5)计算 T并作图取 a =

23、0.6«T =0.6 x 344.5X 1000=2067002 mm(6)计算当量弯矩并作图MeA=0,MeC =MeD =206700N mmMeB =<mB +(aT)260462.82 +2067002= 215361.6N mm(7)校核轴的强度在B处： 3 3 1,、i MeB,215361 .6 dB> J= J= 34mm<40mmY0.1p/b 0 0.1 M55所以低速轴B处的强度足够。在D处： 3 1 3 ,I M eD206700” 广女dD - J- M33.5mm<55m m0.1产/b 0.155所以低速轴D处的强度足够。由于在轴

24、的直径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。十、键的选择及强度计算1、高速轴与带轮配合处的键联接高速轴与带轮配合处用键，选用 C型普通平 键联接，据配合处直径d=25mm,查表10-9得b xh=8X7,取键长L=32mm。键的有效工作长度l =L -（b/2） =32 -8/2 =28mm键的材料选用45号钢，带轮为铸铁，查表10-10得许用挤压应力 凡=(6090)MPa ,4000T4000 105.7dlh 25 28 7=86Mpa 二二 p键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003 键 C8X7X 32 2、低速轴与齿轮配合处的键联接低速轴与齿轮配合处用

25、键，选用 A型普通平键联接，据配合处直径d=55mm,查得:bxh=16X10,取键长 L=56mm。键的有效工作长度l =L -b =5616 =40mm键的键的材料选用45号钢，齿轮材料亦为45号 钢。查得许用应力仃p=(100120MPa ,又4000T4000 344.5（J p63Mpa ；- p dlh 55 40 10p键 C8X7X32键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003 键 A16 X 10X 56 3、低速轴与联轴器配合处的键联接低速轴与联轴器配合处用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=40mm,查得:bxh=12X8,取键长 L=56mm。键的有效工

26、作长度l =L - (b/2) =56-12/2 =50mm键的键的材料选用45号钢，联轴器为铸铁，查 得许用应力Op =(60 90 MPa ,又4000T4000 344.5dlh40 50 8= 86Mpa 二；:p键 A16X10X56键 C12X8X56键联接强度足够。键的标记：GB/T1096-2003 键 C12 X 8X 56十一、联轴器的选择查 P219表 17-1 得：KA=1.5据式 17-1 得Tc =KAT =1.5m344.5=516.75N m,考虑 到补偿两轴线的相对偏移和减振、缓冲等原因，选用弹性联轴器LT7型。根据与低速轴联接的轴 孔直径d=40mm,轴孔长

27、度L=65mm。该联轴器 的许用转矩Tn=500N m,许用转速np=288r/min。则工定Tn,n<np,基本合适。十二、滚动轴承的选择及寿命计算1、高速轴滚动轴承的选择根据轴的结构设计，安装轴承处的轴颈为， 由于该轴没有受轴向载荷的作用，且受载不大， 并考虑到两轴间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到轴承的价格和轴承购 买容易性，选用深沟球轴承，高速处两滚动轴承 的型号均为6207。2、低速轴滚动轴承的选择低速处滚动轴承的选择与高速处滚动轴承选择类似，但由于安装轴承处的轴颈为 50mm,故选低速轴处两滚动轴承的型号均为 6210。3、寿命计算（低速轴）根据已知条件，轴承预计寿命：16刈65X12-7008