机械设计-课程设计_一级减速器设计(10)

1、课程设计说明书课程名称： 一级圆柱直齿轮减速器 设计题目：带式输送机传动装置的设计 院 系：应用工程系学生姓名：石磊学 号：0903050210专业班级： 机电 092 指导教师：2010 年 10 月 12 日机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（ A1）3. 轴零件图一张（ A3）4. 齿轮零件图一张（ A3）应用工程系 系 机电 092 班级设计者： 石磊 指导老师：完成日期： 2010年 10月 10日杭州万向职业技术学院课程设计任务书目录机械设计课程设计计算说明书1.一、课 程 设 计 任 务 书二、摘要和关键词2.一

2、、传动方案拟定 各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择三、计算总传动比及分配各级的传动比四、运动参数及动力参数计算五、传动零件的设计计算六、轴的设计计算七、滚动轴承的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算九、箱体设计课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名石磊 所在院系 应用工程系 专业、年级、班机电 092 班设计要求： 输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限 8 年，小批量生产。允许输送 带速度误差为± 3。输送带拉力 F= 5.2kN ；输送带速度 V=1.6m/s ；滚筒直径 D=420mm；每日工作小时 H=16 。学生应完成的工作：1

3、编写设计计算说明书一份。 2减速器部件装配图一张； 3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1. 机械设计课程设计指导书2. 机械设计图册3. 机械设计手册4. 机械设计工作计划：1. 设计准备工作2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2010 年 9 月 30 日 任务完成日期： 2010 年 10 月 13 日计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1）工作条件：使用年限 8 年，工作为二班工作制，单向运转，小批量 生产，载荷平稳，环境清洁。（2）原始数据：输送带拉力 F= 5.2kN ；输送带速度 V=1.6m/

4、s ；滚筒 直径 D=420m；m 每日工作小时 H=16 。允许输送带速度误差为± 3 二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：3 总= 带× 轴承× 齿轮× 联轴器 × 滚筒 总 =0.87=0.96 ×0.9 93×0.9 6×0.9 9×0.9 8=0.87P 工作 =9.56KW（2） 电机所需的工作功率：P 工作 =FV/（1000 总） =5200×1.6/ （1000×0.8 7） =9.56KWn 滚筒=

5、72.79r/min计算滚筒工作转速：n 筒=60×1000V/ D=60×1000× 1.6/ ×420=72.79r/min按手册 P7表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 I ' a=3 5。取 V 带传动比 I '12 4，则总传动比理时范围为I 'a=620。故电动机转速的可选范围为 n'd=I 'a×n筒n 筒=(620)×72.59=(436.741455.8 )r/min符合这一范围的同步转速有 750 r/min 和 1000 r/min根据容量和转

6、速，由有关手册查出有 2 种适用的电动机型号：因此有2 种传支比方案： 由机械设计手册 查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y160L-8电动机型号。Y160L-8其主要性能：额定功率 11kw：11同步转速 1000 r/min 满载转速 970r/min ，三、计算总传动比及分配各级的传动比i 总 =13.361、总传动比： i 总 =n 电动/n 筒=970/72.59=13.36据手册得2、分配各级伟动比i

7、齿轮 =4.8（1） 据指导书 P7表 1，取齿轮 i 带=2.8（V带传动比 I ' 1=24合理）i 带 =2.8（2） i总=i 齿轮 ×i 带i齿轮 =i 总 /i 带 =13.36/2.8=4.8nI =970r/min四、运动参数及动力参数计算nII =346.43r/mi1、计算各轴转速（ r/min ）nnI =n电机 =970r/minnIII =72.17r/minII =nI /i 带 =970/2.8=346.43(r/min)nnIII =nII /i 齿轮 =346.43/4.8=72.17(r/min)2、 计算各轴的功率（ KW）PI =P工作

8、× 带=9.56 ×0.96=9.18KWPI=9.18KWPII =PI × 轴承× 齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KWPII =8.72KWPIII =PII × 轴承× 联轴器=8.72 ×0.9 9×0.9 9=8.55KWPIII =8.55KW3、 计算各轴扭矩（ N·mm）T 工作 =9550×9.56/970=94.12 N·mmTI =94.12 N·mTI= T 工作× 带×i 带=94.12×

9、;2.8×0.96=252.99N·mTII =252.99 N·mTIII =1154.12N ·mdd2=392mm取标准值dd2=400mmLd=2800mm取 a0=1000Z=4TII = TI ×i 齿轮 × 轴承 × 齿轮=252.99 ×4.88 ×0.99 ×0.96=1154.12 N·mTIII =TII × 轴承× 联轴器=1154.12 ×0.99 ×0.99=1131.15 N·m五、传动零件的设计计算1.

10、确定计算功率 PC 由课本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.1×11=12.1KW2. 选择 V带的带型根据 PC、n1由课本图 8-10 得：选用 B 型。1）初选小带轮的基准直径 dd1由课本表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准 直径 dd1=140mm。2）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（ 8-15a ），计算大带轮的基准 直径 dd2dd2=i 带·dd1=2.8 × 140=392mm由课本表 8-8 ，圆整为 dd2=400mm3. 确定带长和中心矩1）根据课本式（ 8-20 ），初定中心距 a0=1000mm2）由课本式（ 8

11、-22 ）计算带所需的基准长度2Ld02a0+ （d d1+dd2） /2+（d d2-d d1） / （4a0） =2×1000+3.14×（140+400）/2+（400-140）2/（4×1000）2863.9mm 由课本表 8-2 选带的基准长度 Ld=2800mm 按课本式（ 8-23 ）实际中心距 a。aa0+（Ld- L d0）/2=1000+（140.79 ）/2=1070mm4. 验算小带轮上的包角 1 1=1800- （dd2-d d1）/a ×57.3 0=1800- （400-140）/1070 ×57.3 0 =159

12、.020>900（适用）6. 确定带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 pr。由 dd1=140mm和 n1=970r/min 根据课本表 4-6 得P0=2.66KW根据 n1=970r/min ，i 带=2.8 和 B型带，查课本表（ 5-6 ）得P0=0.3KW 根据课本表 4-7 得 Ka=0.95 根据课本表 4-2 得 KL=1.1计算 V 带的根数 z由课本 P83式（5-12 ）Z= P工作/（P0+P0）×Ka×KL）=9.56/ （2.66+0.3 ）×1.1 ×0.95 ）=3.09 圆整为 4 根2、齿轮传动的设计计算

13、1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ GB1 0095-88）。i 齿 =4.8Z1=22 Z2=106T1=25603.4N· mm2）材料选择。由表课本表 10-1 选择小齿轮和大齿轮材料为 45 钢（调 质）硬度为 280HBS。3）选小齿轮齿数 z 1=22，大齿轮齿数 z2=22× 4.8=106，2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（ 10-9a ）2 2 1/3d12.8（KT1（u+1）ZE2/ du H 2）1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.12）计算小齿轮传递的转矩T1=

14、9.55 ×106×P1/n 1HlimZ1=530MpaHlimZ2 =490Mpa=95.5 ×106×9.18/346.43=25306.4 N·mm d12.8（KT1（u+1）ZE2/ du H 2） 1/3=443）由课本 tu 10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1=530MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2 =490MPa；3）计算齿宽 bd1=44mmb= dd1=1.1 ×44mm=48.4mm取 b2=50 mm; b1=b2 +（510mm）=55 mm4）计算模数。模数：

15、m=d1/Z 1=43.8/22=1.99mm 查表 5-1 取标准模数 m=25）查取应力校正系数由课本表 59 查得 Y Sa1=4.21 Y Sa2=3.996）齿形系数解得 齿形系数为 13.07 MPam=2mm7）许用弯曲解得 许用弯曲为 12.39 MPabb1 bb1, bb2 bb2 所以弯曲疲劳强度足够d 1= z 1m=22× 2=46mm2= z 1m=106× 2 =212mm d1+ d 2）/2=（46+212）/2=131mmd1=46mm d2=212mm a=131mm4. 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 d（2）计算中心距 a=B2

16、=55mmB1=50mm（3）计算齿轮宽度 b= dd1=1.1 × 44mm=48.4mm 取 b2=50 mm; b 1=b2 + （ 510mm ）=55 mm 六、轴的设计计算 输出轴的设计计算两轴输出轴上的功率 P、转数 n 和转矩 T 1、计算各轴转速（ r/min ）nI =n电机 =970r/minnII =nI /i 带 =970/2.8=346.43（r/min）nIII =nII /i 齿轮 =346.43/4.8=72.17（r/min）2计算各轴的功率（ KW）PI =P工作× 带=9.56 ×0.96=9.18KWPII =PI

17、5; 轴承× 齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW PIII =PII × 轴承× 联轴器=8.72 ×0.9 9×0.9 9=8.55KW3. 计算各轴扭矩（ N·mm）T 工作 =9550×9.56/970=94.12 N·mmTI= T 工作× 带×i 带=94.12×2.8×0.96=252.99 N·mTII = TI ×i 齿轮× 轴承 × 齿轮 =252.99 ×4.88 

18、5;0.99 ×0.96=1154.12 N·mTIII =TII × 轴承× 联轴器 =1154.12 ×0.99 ×0.99=1131.15 N·m4、初步确定轴的最小直径d1 A03 P 1103 9.5633.22mm 则取 35mmdmin2=50mmdmin1=35mm0 n 346.43P8.72d2 A03110345.49 mm 则取 50mm0 n72.075、联轴器的选择 为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。 联轴器的计算转矩 Tca=KAT2, 查课本表 14-1 ，考虑到

19、转矩变化很小，故取 KA=1.3，则按照计算转矩 Tca 应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册 ，选用 LT8 型弹性柱销联轴器，。联轴器的孔径 d1=50mm，半联轴器长度 L=84mm， 半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=112mm。深沟球轴承213，其尺寸 d×D×T=65mm ×120mm×23mm6、轴承的选择 初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照 工作要求，由轴承产品目录中初步取 0 基本轴隙组、标准京都记得深沟球 轴承代号 6012，其尺寸 d×D×B=60m×m95mm

20、5;18mm。7、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表 6-1 查得平键 截面 b× h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为 H7/n6；同样， 半联轴器与轴的连接，选用平键为 12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的配 合为 H7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表 15-2 ，取轴端倒角为 2× 45°。9、求轴上的载荷1轴2轴按 弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的

21、强度。根据课 本式（ 15-5 ）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变 应力，取 =0.6 ，轴的计算应力 ca1=M12+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6×100871）2 1/2/（1×843） =0.29MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6×397656）2 1/2 /33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为 45 钢，调制处理，由课本表 15-1 查得 -1=60MPa。因此 ca1< ca2 <-1 ，故安全。 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴

22、承预计寿命16×360×10=576000小时ca1=0.27MPaca2=5.96MPa轴承预计寿命576000h1、计算输入轴承（1）已知 nI=417.39r/min n II =108.13r/min（2） 计算当量载荷 P1、 P2根据课本 P263表（ 11-9 ）取 f P=1.5 根据课本 P262（11-6 ）式得PI =fPxFr1=1.5×（1×1039）=1558.5Nf P=1.5PI =1558.5NPII =1466.25 NLh1=3.67 ×1014hLh2=1.99 ×1015hPII =f PxF

23、r2 =1.5 ×(1×977.5)=1466.25 N(3) 轴承寿命计算 深沟球轴承 =3 Lh=106C3/(60nP 3)Lh1=106C3/(60nP 13)=10 6×44.8 ×106 3/60 ×320×(1.5 ×1558.5) 3 =3.67 ×1014h>57600hLh2=106C3/(60nP 23)=10 6×44.8 ×106 3/60 ×70.8 ×(1.5 ×1466.25) 3 =1.99 ×1015h>57600h预期寿命足够 八、键联接的选择及校核计算由课本式( 6-1 )3 p=2T×103/ (kld )确定上式中各系数TI =100.871N·mTII =397.656N·mk1=0.5h 1=0.5 ×12mm=6mm k2=0.5h 2=0.5 ×8mm=4mml 1=L1-b 1=63mm-12mm=51mml 2=L2-b 2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmp1=2T