1课程设计说明书

1、课程设计说明书一：课程设计目的和要求是使学生综合运用本课程以及有关先修课程的知识，进行一次较 为全面的设计训练。基本目的如下：1、培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关 先修课程理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、 加深和扩展有关机械设计方面的知识。2、根据已有传动方案，正确计算零件加工能力、确定尺寸和选择 材料，以及较全面地考虑工艺、使用和维护等要求，之后进行结构设 计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过程和方法。3、进行机械设计基本技能的训练：例如计算、绘图、查阅资料和 手册、运用标准和规范，进行计算机辅助设计个绘图的训练。二:设计方案分析机器一

2、般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用 来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要， 是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性 能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求 结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用 了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为一级蜗杆减速器传 动。带传动承载能力较低在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式 大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高 速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。蜗杆传动可以实现

3、较大的传动比，尺寸紧凑，传动平稳，但效率 较低，适用于中、小功率的场合。采用锡青铜为蜗轮材料的蜗杆传动， 由于允许齿面有较高的相对滑动速度，可将蜗杆传动布置在高速级， 以利于形成润滑油膜，可以提高承载能力和传动效率。本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁 铸造而成。计算及说明结果三、电动机的选择计算1、原始数据电机转速540r/min功率10kw滚筒直径280mm输送带速度V 1.2m/ s2、电动机型号选择型号：电动机型号为Z4-180-11Z4-180-11额定功率/kW:13.0Pd13kw额定电压/V:400nm540r / min额定转速/(r/min):540额

4、定电流/A:42.4D55mmD=55mm四、总传动比确定及各级传动比分配滚筒转速 n 60 100°v 60 1000 1281.89r/ minn81.89r /mi nD3.14 280ia6.59总传动比ia nm5406 59i11.1心、Y rVJ ALj i aU wn 81.89i26取V带传动比为i11.1，蜗杆减速器传动比i2 6五、运动和动力参数的计算设蜗杆为1轴，涡轮轴为2轴1、各轴转速蜗杆的转速等于大带轮转速：故 m nm/i1540/1.1490r / minm490r / minn2 n1/i2 490/6 81.7r / minn281.7r /min

5、2、各轴输入功率P1 Pd 0113 0.9512.35kWP112.35kWP2 P1 0212.35 0.9 11.142kWP211.142kW3、各轴输入转矩6Td 9.55 10 Pd / nm 229907.4NmmTd229.91N m6T19.55 10 P/m 240698.98NmmT1240.7N m6T29.55 10 P2/n21299244N mmT21299.244N m六、V带设计1、初始条件传动功率P为：13kW主动轴转速ni为：540r/min从动轴转速n2为：490.909r/min传动比ii : 1.12、选定带型和基准直径查手册得工况系数 Ka 1.5

6、设计功率 Pa： Pa KaP 1.5 13 19.5kw选择带型:C型初选小带轮基准直径 dd1：dd1 250mm计算大带轮基准直径 dd2： dd2 i1dd1 275mm大带轮基准直径圆整后 dd2: dd2 280mm3、轴间距的确定0.7(dd1 dd2) a02(dd1 dd2)371 a。1060初定轴间距a0 ：700mm计算所需基准长度 Ld:2 (dd2 dd1)Ld0 2a 0 一帥 dd2) 2232.4mm24ao查手册选择Ld 2240mmLd Ld0实际轴间距a: a a0 704mm24、额疋功率及增量的确疋单跟V带传递的额定功率 P1: 4.56kW传动比i

7、工1的额定功率增量厶 P1:0.162kW5、带速、包角和V带根数»+、，dd1 n3.14 250 540 "一，带速 V:V7.07m/s60 1000 60 1000小带轮包角：180(dd2 dd1)57.3a57.3180(280 250)17890704查手册得K0.996Kl 0.91Pr (P1P1)K Kl 4.28kWPa 19.5V带的根数Z : Z4.56取5根带Pr 4.28错误！未指定书 签。m 540r / mi nn2 490.909r/mini11.1Ka 1.5Pa 19.5带型：C型dd1 250mmdd2 280mma0 700mmL

8、d 2240mma 704mmP1 4.56kWP1 0.162kWv 7.07m/s178K 0.996Kl 0.91Pr 4.28kWz 56、各项力的计算V带每米长的质量 m: q 0.30kg / m单跟V带的预紧力(Fo)min：“L、LCC (2.5 K )Pa2(F o) min 500 qvK zv”c(2.5 0.996) 19.5 门门 “2500 0.3 7.07431.48N5 0.996 7.07应使带的实际初拉力 F0 (F0)min计算压轴力Fp :压轴力的最小值为：(Fp)min 2z(F0)min sin 一21782 5 431.48 sin4313.82N

9、27、带轮的确定大带轮的基准直径 dd 280mm 300mm故米用腹板式 取材为HT200铸造成型，轮槽工作表面的粗糙度为3.2。B 4e 2f 4 26 2 16136mm111C ()B - B 27.2mm7 45L (1.52)d 2d 2 70140mmd 70mm d1133mm dd 280mmda dd 2hamin 280 2 4.8 289.6mm七、传动零件的设计计算1、涡轮涡轮的选择计算(1) 选择蜗杆的传动类型根据GB/T 10085 1988的推荐，米用渐开线蜗杆(ZI)。(2) 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度不大，故蜗杆用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些

10、，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求 淬火，硬度为4555HRC。涡轮用铸锡磷青铜 ZCuSdOPI，金属 膜铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯 用灰铸铁 HT100制造。(3) 按齿面接触疲劳强度进行设计根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行 设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。错误！未指定书 签。错误！未找到引用 源。(FP)min 4313.82NB 136mmC'27.2mmL 140mmd 70mm d1 133mm dd 280mmda 289.6mm1ZeZ 2传动中心距a 3 （KT2（）Y H 传动参数蜗杆输入功率：12.35kW蜗杆类型：渐开

11、线蜗杆（ZI型）蜗杆转速 ni : 490r/min蜗轮转速 n2 : 81.7r/min使用寿命：29200小时理论传动比：5.998蜗杆头数Z1 : 4蜗轮齿数Z2 : 24实际传动比i : 6验算传动比：（6 5.998）/5.998在 5%之内，允许。 确定作用在蜗轮上的转矩T2按Z1 4,估取效率0.9，则：6 P1蜗轮轴转矩 T2：T29.55 1 061 299.244N mn2 确定载荷系数K因工作载荷有冲击，故取载荷分布不均系数K 1.3，使用系数Ka 1.2，由于转速不高，动载荷系数Kv 1 ；则KKaK Kv 1.2 1.3 1 1.6 确定弹性影响系数 Ze因选用的是铸

12、锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，1故 Ze 147MPa2 确定接触系数Z先假设分度圆直径 d1和传动中心距 a的比值d1/a 0.35，差得Z 2.9 确定许用接触应力H根据蜗轮材料为铸锡青铜 ZCu$10P1，金属膜铸造，蜗杆螺 旋齿面硬度45HRC可以查得蜗轮的基本许用应力：h'268MPa应力循环次数：N 60jn2Lh 60 1 81.7 292001.43 1081 107寿命系数Khn 剤80.717M.43 10则H Khn H'0.717 268 192MPa蜗轮齿面接触强度h : 190MPa ,H H通过接触强度验算，合格蜗轮材料接触疲劳极限应力h lim :

13、425MPa疲劳接触强度最小安全系数SH min : 1.6校核疲劳强度的安全系数H lim人“SH 2 2 SH lim合格H 计算中心距a 3：KT2(Z)2220mm H取中心距a 225mm，i 6，取模数m 12.5mm，蜗杆分d1度圆直径d1 140mm,这时巴 0.6，查得Z ' Z，因此以上a计算结果可用。2 .15000 2 .C 厶、千m d1() KT 216636，合适HZ2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸齿根高系数ha1齿根高系数c0.2齿形角n 20蜗杆蜗杆分度圆直径d1140mm蜗杆轴向齿距Pa 39.25mm蜗杆直径系数q 11.2mm蜗杆齿顶圆直径da

14、1 165mm蜗杆齿根圆直径df1 110mm蜗杆导程角19.654蜗杆轴向齿厚sx1 19.635mm蜗杆法向齿厚sm 18.491mm蜗杆分度圆齿厚S223.275mm蜗杆螺纹长b1155.55mm蜗轮蜗轮齿数Z2 24蜗轮变位系数X20.4验算传动比：(6 5.998)/5.998在 5%之内，允许。蜗轮分度圆直径d2300mm蜗轮喉圆直径 da2 335mm蜗轮齿根圆直径df2 280mm蜗轮咽喉母圆半径 rg257.5mm 校核齿根弯曲疲劳强度蜗轮齿根弯曲强度b F:10.146N/mmA2，通过弯曲强度计算！1.53KT2FYFa2Y Fd 1d2m当量齿数 zV2z；243 28

15、.28cos(cos 19.654 )根据X20.4 , zv2 28.28，查得齿形系数 YFa2 2.2螺旋角系数Y 10.836140许用弯曲应力F F' Kfn 58MPa1.53KT2f YFa2Y10.146MPa f合格d1d2m弯曲强度满足。 验算效率tan(0.95 0.96) 0.9tan(v)效率合格。精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器， 从GB/T 10089 1988圆柱蜗杆、蜗轮精度中选择 8级精度，侧隙 种类为 f，标注为 8f GB/T 10089 1988。热平衡核算。由于摩擦损耗的功率 Pf P(1)，

16、则产生的热流量为11000P(1)P蜗杆传递的功率以自然方式2dS(t0 ta)2d箱体的表面传热系数，可取d 15W/(m C)S内表面能被论化油所飞溅到，而外表面又可为周围空气所冷却的箱体表面面积，单位为卅；取S=0.5 m2to油的工作温度，可取 to65 Cta 周围空气的温度，常温情况可取ta 20 C按热平衡条件12，可求得在即定工作条件下的油温tt1000P(1) 2o 1000 (1 0.72) 573 C tto ta 20 57.3 C t0dS15 0.5满足温度要求。八、轴的设计和计算1.初步计算轴径轴的材料选用常用的 45钢当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要

17、用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d,计算公式为：Pd A n1,2轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；查表取A1 A2115，则：d1115 3卩2.3533.72mm 490)11 115 d2115 哲58.7mm 81.7考虑到1轴与带轮连接，需考虑到带轮的大小，和带轮 的孔径大小，故取 d1 70mm,2轴需与联轴器配合，故取 d2 63mm。2 .轴的结构设计1轴的初步设计如下图：装配方案是：左端盖左端轴承、依次从轴的左端向右端安装，右端安装轴承和右端盖。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取(68) mm，否则可取(46) mm轴的轴向尺寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽 度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确 定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L, 一般可取L= (13)mm。轴上的键槽应靠近轴的端面处。2轴的初步设计如下图:滚动轴承斜齿轮滚动轴承端盖圆锥齿轮装配方案：左端从左到右依次安装端盖、滚动轴承，右端从右到左依 次安装蜗轮、套筒、滚动轴承和端盖装。设计准则同1轴尺寸3. 1轴的弯扭合成强度计算由轴两端直径