机械课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计说明说机械设计基础课程设计说明书院 系 工学院 材料系 班 级 模具设计 141 设计6组 杜文彬 学 号 201434041007 指导老师 闫芳 设计时间15年11.30-12.11机械设计基础课程设计任务书1、 设计带式输送机传动装置 1-V带传动 2-电动机 3-圆柱齿轮减速器 4-联轴器 5-输送带 6-滚筒 图1 带式输送机传动装置简图 2、 原始数据参数输送带工作拉力F/N2000输送带工作速度v/(m/s)1.7滚筒直径D/mm450每日工作时数T/h16传动工作年限/a8三、设计工作量1、 电子说明书一份并打印。2、 减速器装配图1份，打印为A3或A2 幅

2、面。3、 绘制出主动轴、从动轴、主动齿轮、从动齿轮、减速器箱体、箱盖的零件图，打印。4、 打印要求：所有零件及装配图均按标准图纸绘制，比例1：1，打印时可以缩打。图纸橫放，左侧装订边。一 选择电动机1. 选择电动机的类型按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。因为其结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便，使用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。 2. 选择电动机的功率工作机所需的电动机输出功率为= = F输送带拉力F/k N V输送带速度V(m/s)  带式的输送的效率所以 P=由电动机至工作机之间的

3、总效率(包括工作机效率)为根据机械设计课程设计手册表2.3查得：为V带的效率0.96为齿轮传动的轴承0.99为齿轮传动0.97为联轴器0.97卷筒轴的轴承0.98卷筒的效率0.96所以 =0.96所以3. 确定电动机转速卷筒轴的工作转速为根据机械设计课程设计指导书表2.2，可选择V带传动的传动比，一级圆柱直齿轮减速器传动比，则总传动比合理范围为，电动机转速的可选范围为×（620）×80.68523.081613.6r/min根据机械设计课程设计手册表8-1，综合考虑选择电动机如下：电动机型号额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩总传动比带齿轮额定转矩额定转矩Y

4、132S-45.514402.22.319.9755.95二 确定传动装置的总传动比和分配传动比1.传动装置总传动比和分配装置的传动比总传动比：由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为.分配传动比： × 式中分别为带传动和齿轮的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取3，则减速器传动比为6.652.计算传动装置各轴的运动和动力参数（1）各轴转速 轴：1440/3480r/min 轴：480/6.6572.1r/min  卷筒轴：=72.1r/min各轴输入功率轴：×4.096×0.963.93KW轴：&#

5、215;2×3.93×0.99×0.973.77KW卷筒轴：=×2×4=3.77×0.99×0.973.62KW各轴输出功率轴：=3.93×0.99×0.973.77KW轴：3.77×0.99×0.973.62KW卷筒轴：=×5 =3.62×0.963.47KW各轴输入转矩 电动机轴的输出转矩=9550 =27.94N·m各轴输入转矩轴： ×× =27.94×3×0.96=80.46N·m轴：×&

6、#215;×=80.46×6.65×0.99×0.97=513.81N·m 卷筒轴：=××=513.81×0.99×0.97=493.41 N·m 各轴输出转矩轴： =80.46×6.65×0.99×0.97= 513.815N·m轴：513.81×0.99×0.97=493.41 N·m卷筒轴：=×=493.41×0.96=473.67 N·m轴名功率 P/KW转距T/N*M转速nr/min转动

7、比i效率输入输出输入输出电机轴4.09627.94144030.96轴3.933.7780.46 513.814806.650.96轴3.773.62513.81493.4172.16.650.98卷筒轴3.623.47493.41473.6772.110.963.运动和动力参数的计算结果三.带轮的设计1.确定功率根据机械设计基础表8.16得：定为空、轻载启动，每天工作8小时则工况系数2.选取普通V带类型根据功率6.6KW1440min，由机械设计基础图8.12型号为A普通V带3.确定带轮基准直径和根据机械设计基础表8.6和图8.12选取= 100mm，且=100mm>=75mm大带轮基

8、准直径=300mm按机械设计基础表8.3选取标准值=315mm，则实际传动比i、从动轴的实际转速分别为i=从动轴的转速误差率为在以内为允许值4. 验算带速VV=带速在525m/s范围内5. 确定带的基准长度和实际中心距a0.7（）2（）290.5830按结构设计要求初定中心距=500mm由机械设计基础式（8.15）得=2+（）+=1674.66mm由机械设计基础表8.4选取基准长度=1800mm由机械设计基础式（8.16）得实际中心距a为a+=（）=463中心距a的变化范围为 =463-0.0151600 =439mm =439+0.031600 =511mm6. 校验小带轮包角由机械设计基础

9、式（8.17）得 =>7. 确定v带根数由机械设计基础式（8.18）得 根据=100mm、=1440r/min，查机械设计基础表8.10，根据内插法可得 = =1.306KW取=1.31KW由机械设计基础式（8.11）得功率增量为 = 由机械设计基础表（8.14）查得根据传动比i=3.15，查机械设计基础表8.15得=1.1373，则=KW =0.18KW由机械设计基础表(8.4)查的带的长度修正系数=1.01,由图（8.11）查得包角系数=0.94，得普通V带根数 =圆整=5根8. 求初拉力及带轮轴上的压力由机械设计基础表（8.6）查得A型普通V带的每米长的质量q=0.10kg/m，根

10、据式（8.19）得单根V带的初拉力为 = = =148.46N由机械设计基础式（8.20）可得作用在轴上的压力为 =2sin =2148.46 =1445.52N9. 带轮的主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带速（m/s）带的根数z10031546316007.545四传动零件齿轮的设计1.材料的选择假设工作寿命为8年，每年工作365天，每天工作16小时，带式输送机工作经常满载，空载启动，工作有轻震，不反转。小齿轮选用45钢调质，硬度为220-250HBW,大齿轮选用45钢正火，硬度为170-210HBW,因为是普通减速器，所以齿轮表面粗糙度Ra3.2-6

11、.3由机械设计基础图10-24，Hlim1=560MPa，Hlim2=530MPa由表10-10， 安全系数SH =1查图10.27.故H1= Hlim1/SH=1X560/1=560MPa H2= Hlim2/SH=1.06X530/1=562MPa2.按齿面劫持疲劳强度设计齿轮的转矩为T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.77/480=7.5×104 N/mm按机械设计基础式（10-22）计算中心距（已知减速器传动比=u=z1/z2=5） 取z1=25，则z2=150,故实际传动比为i=150/25=6=i1，因为对称布置

12、，为软齿面，由表10.20选取，模数为 m=59.9/25=2.04由表10.3取标准模数m=2.5计算主要尺寸圆整后a=3、验算轮齿弯曲强度由机械设计基础表10.13，齿形系数YF1=2.65,YF2=2.16，应力修正系数查表10.14,许用弯曲应力由图10.25查得，查表10.10 由图10.26查 由式子（10.14）可得 =162MPa =146MPa故=126MPa< =162MPa =119MPa<=146MPa齿根弯曲强度校核合格4、齿轮的圆周速度为： v=d1n1/(60×1000)=1.57m/s 对照机械设计基础表10-22可知选用9级精度等级。5.

13、齿轮的基本参数:名称符号公式齿1齿2齿数25165分度圆直径62.5462分度圆齿距PP= m 7.857.85齿顶高=* m2.52.5齿根高6.8756.875齿顶圆直径67.5467齿根圆直径48.75448.25中心距237.5齿宽5257五.轴的设计1.选择轴的材料：选择轴的材料为45钢，经调质处理，其机械性能由机械设计基础表14.2查得,2.轴的功率，转速，转矩，r/min，P2=5.06KW , n2=80.7r/min， T2=599.15N/m3.初步确定轴的最小直径先按机械设计基础式（14.2）初步估算轴的最小直径。（根据表14.1选C=107-118mm）1轴：mm2轴：

14、mm1.轴：轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。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，选用弹性套柱销联轴器;计算转矩，查机械设计基础p315，1.25-1.5,考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表9.3，选取LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。2轴：轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。由于减速器载

15、荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用弹性套柱销联轴器;计算转矩，查机械设计基础p315，1.25-1.5,考虑到转矩变化很小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册表9.3，选取LT8型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为710Nm，半联轴器的孔径，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的孔长度mm。4.轴的设计由机械设计基础附表1.12，表1.14。表10.2得1轴2530354030254250653.92.9152轴4550556050458280708.24.9215.危险截面强度计算1轴：因已知大齿轮的分度圆直径为d=62.5m

16、m，轴的转矩=104.86Nm圆周力Ft=2000/d=2574N径向力Fr=Ft tan=926 N由于为直齿轮，轴向力=0L=72.3mm 做水平面内的弯矩图。支点反力为I-I截面处的弯矩为mm11-11截面处的弯矩为mm作垂直面内的弯矩图，支点反力为N1-1截面左侧弯矩为mm1-1截面右侧弯矩为mm11-11截面弯矩为mm作合成弯矩图 =67335Nmm=76738Nmm转矩图求当量弯矩因为减速器单项运转，故可认为转矩为脉动循环别花，修正系数65395Nmm确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面1-1.11-11所受转矩相同，但弯矩>，但键上还有键槽，故截面1-1可能为

17、危险截面，但由于轴径>故也应该对截面11-11进行校核1-1截面：11-11截面： 查表得，满足的条件，并设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。2轴：因已知大齿轮的分度圆直径为d=462mm，轴的转矩=513.81 Nm圆周力Ft=2000/d=2224.28N径向力Fr=Ft tan=800.74 N由于为直齿轮，轴向力=0L=107.5mm 做水平面内的弯矩图。支点反力为I-I截面处的弯矩为mm11-11截面处的弯矩为mm作垂直面内的弯矩图，支点反力为N1-1截面左侧弯矩为mm1-1截面右侧弯矩为mm11-11截面弯矩为mm作合成弯矩图 =62159Nmm=62159Nmm转矩图求当量

18、弯矩因为减速器单项运转，故可认为转矩为脉动循环别花，修正系数360183Nmm确定危险截面及校核强度由图14.21可以看出，截面1-1.11-11所受转矩相同，但弯矩>，但键上还有键槽，故截面1-1可能为危险截面，但由于轴径>故也应该对截面11-11进行校核1-1截面：11-11截面： 查表得，满足的条件，并设计的轴有足够的强度，并有一定裕量。六键的设计和计算1.在轴的结构设计中，已经选择到所用的键，列表如下：1轴：序号bhLV带87262轴：序号bhLV带14956齿轮轴1610562.校核键连接的强度根据机械设计基础表14.6，由轴和齿轮材料，选取许用挤压应力=125MPa。1

19、轴：=93MPa<125MPa2轴：v带：=106MPa<125MPa 齿轮轴：=78MPa<125MPa所以挤压条件满足，所有键均可用。七轴承的选择及寿命考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用深沟球轴承，在机械设计课程指导书表10.2已经选择了深沟球轴承为6210，基本尺寸为d×D×B=50mm×90mm×20mm。主要是承受径向力，由机械设计基础表15.3得到X=1,Y=0.I轴:圆周力:Ft=2000/d=3355.52N 径向力:Fr=Ft tan=1221NP=Fr=1221N,由机械设计基础15.14得到温度系数,球轴承，由机

20、械设计指导书表10.2得=35.0KNh从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为365天）。预期寿命=8×365×16=46720h<h,故所选轴承可满足寿命要求。轴:圆周力:Ft=2000/d=2574.72N 径向力:Fr=Ft tan=926.895NP=Fr=926.89N,由机械设计基础15.14得到温度系数,球轴承，由机械设计指导书表10.2得=35.0KNh从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为365天）。预期寿命=8×365×16=46720h< h,故所选轴承可满足寿命要求。八箱体的设计

21、减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H应不小于3050mm, 取H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度Ra6.33. 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 附件设计： A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位

22、置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要

23、大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 定位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以搬运机座或整个减速器.5.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查机械课程设计指导书4轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书262218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42416外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离>1.215齿轮端面与内机壁距离>15机盖，机座肋厚7 7轴承端盖外径+（55.5）135（1轴）135（2轴）轴承旁联结螺栓距离135（1轴）135（2轴）九润滑密封设计对于一级圆柱齿轮减速器，因为传