湖工大机械设计课程设计

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机械设计课程设计说明书起止日期：2012年12月31日至2013年1月7日学生姓名李盛银班级机制1103学号11305910330成绩指导教师(签字)机械工程学院2013年1月7日PAGEI目录一、传动方案的分析和拟定 1二、电动机的选择 32.1电动机类型的选择 32.2电动机容量选择 3三、各级传动比的分配 5四、传动系统的运动和动力参数的计数 64.1传动系统的运动和动力参数计算 6五、传动零件的设计计算 75.1V带传动设计 75.2齿轮传动的设计计算 115.3轴的设计与计算 14六、联轴器的选择和计算 226.1计算名义扭矩 226.2确定计算扭矩 22七、轴承、联接件、润滑密封及联轴器的选择和验算 236.1主动轴上键联接的选择和计算 236.2从动轴上键联接的选择和计算 246.3主动轴的轴承设计计算 256.4从动轴的轴承设计计算 25八、箱体结构及附件的设计 258.1减速器附件的选择 27九、课程设计总结 30设计说明书结果一、传动方案的分析和拟定机器通常是由原动件、传动系统和工作机3个部分组成的。传动系统是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具有减速（或增速）、变更运动形式或运动方向，以及将运动和动力进行传递与分配的作用。可见，传动系统是机械的重要组成部分。传动系统的质量和成本在整台机器占有很大的比重。例如，在汽车中，制造传动零、部件所使用的劳动量约占总台汽车劳动量的50%。因此，机器中的传动系统设计的好坏，对整部件机器的性能、成本及整体尺寸的影响都是很大的。所以合理地设计传动系统是机械设计工作的一个重要组成部分。传动方案通常可以用机构简图来表示，它反映运动和动力传递路线与各部件的组成和联接关系。合理的传动方案首先应满足工作机的性能要求，其次要满足工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性和经济性好等要求。很显然，要同时满足这些要求肯定是比较困难的，因此，要通过分析和比较多种传动方案，选着其中最能满足众多要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。1、原始数据带

圆周力F/N带速v（m/s）滚筒直径D/mm25001.54502、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为±5%。3、传动方案选择（a）（b）方案图（a）采用二级圆柱齿轮减速器，结构紧凑且尺寸小，传动效率高，适应繁重工作要求，但是成本较高。方案图（b）选用带传动和闭式齿轮传动，有传动平稳、缓冲吸震、过载保护的优点，虽然结构尺寸大，但与上述其他方案相比最为合理。带式输送机传动系统简图1—电动机；2—V带传动；3—单机圆柱齿轮减速器；4—联轴器：5—滚筒；6—输送机二、电动机的选择2.1电动机类型的选择根据动力源和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2.2电动机容量选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：Pw=设：闭式圆柱齿轮传动效率（精度为8级）η齿联轴器：η联一对滚动轴效率：ηV带传动的效率：η带估算传动系统总效率为式中：η则传动系统的总效率η为η工作时，电动机所需的功率为满足Pe≥P（3）电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机滚筒的工作转速nn初选同步转速为1500r/min和1000r∕min。对应于额定功率P方案Ι（1500r/min)i方案Π（1000r/min)方案号电动机型号额定功率/kW同步转速/(r/min)满载转速/(r/min)总传动比i外伸轴径D/mm轴外伸度E/mmΙY132S-45.51500144022.603880ΠY132M2-65.5100096015.073880输送机滚动筒效率：η通过上述两种方案比较用以看出：方案Ⅰ选用的电动机转速高，质量轻，价格低，总传动比为13.38，故选方案Ⅰ较为合理，合理传动比范围，取V带传动的传动比i'1=2～4,单级圆柱齿轮传动比i'2=3～5，则总传动比的合理范围为i'=6～20，所以此电动机只能选择方案Π（1000r/min)的Y132M2-6型电动机。由表12-2查得电动机中心高H=132mm；轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为：D=38mm和E=80mm。三、各级传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比由电动机方案Π得知：i总由传动方案（b）i查取闭式传动圆柱齿轮传动的传动比为i12由计算可得V带传动比i01=i总传动系统各级传动比分别为i四、传动系统的运动和动力参数的计数4.1传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示。0轴（电动机）：nPT1轴（减速器高速轴）：nPT2轴（减速器低速轴）：nPT3轴（输送机滚筒轴）：n3PT轴号电动机单级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴转n/(r/min)960259.4564.8664.86功率P/kW4.374.15153.9863.75转距T/(Nm43.47152.81586.89552.15传动比i3.741五、传动零件的设计计算5.1V带传动设计1、确定计算功率由公式可确定计算功率，式中：P—所需传递的额定功率，kW—工作情况系数根据原动机工作条件，表10-7得KAP2、选择V带的带型号根据=5.5Kw和小带轮的转速=960r/min，图10-8选定V带型号为B型。3、确定带轮的基准直径并验算带速(1)初选小带轮的基准直径。图10-8可知，小带轮基准直径的推荐值为112~140mm，表10-8取小带轮的基准直径为=125mm,故d由表10-8，取dd2=450mmi=d（2）验算带速。由公式：计算可知=6.28m/s一般条件下应控制在5m/s—25m/s,可知带速合适。4、确定V带的中心距a和基准长度（1）由公式可以算出402mm≤α0≤1150mm（2）计算带所需的基准长度由公式：可以算出=1955.56mm(3)表10-2，取=2000mm。(4)根据公式：可以算出实际中心距=522mm(5)验算小带轮的包角，由公式计算可知=144.4°>120°（符合小带轮包角的要求）。5、计算带的根数Z表10-4，由线性插值法可得P表10-5，由线性插值法可得Δ表10-6，由线性插值法可得K表10-2，可得KL由公式=5.5V带取4根。6、计算单根V带的初拉力F0由参考资料[2]查表10-1查得B型带的单位长度质量q=0.17kg／mF0=500×+qv2=[500×+0.17×6.282]N≈200N7、计算压轴力FQFQ≈2zF0sin=(2×4×200×sin)N≈1523.4N5.2齿轮传动的设计计算1、材料选择带式输送机的工作载荷比较平稳，对减速器的外廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢，调质处理，查参考资料[2]表11-1取小齿轮齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢，正火处理，查参考资料[1]表11-1取大齿轮齿面平均硬度为190HBS。2、参数选择（1）通常，对于开式传动，=17~20；对于闭式传动=20~40。由于采用软齿面闭式传动，故齿数取=30，113.1所以取整数，z2=114（2）根据工况查参考资料[2]表11-2，取载荷系数。（3）齿宽系数的选择。由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两轮均为软齿面，查参考资料[2]表11-5知，对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度HBS的圆柱齿轮的齿宽系数，取载荷系数=1.2。（4）采用单级减速传动，齿数比。3、确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS。则小齿轮许用接触应力和许用弯曲应力可根据参考资料[2]表11-1通过线性插值计算，即许用接触应力：许用弯曲应力：大齿轮的齿面平均硬度为195HBS，由参考资料[2]表11-1通过线性插值求得大齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力分别为许用接触应力：许用弯曲应力：4、计算小齿轮的转矩由转矩公式，式中：—主动轮传递的功率（kw）;—主动轮的转速（r/min）。计算出小齿轮的转矩为5、按齿面接触疲劳强度计算因为对于闭式软齿面（硬度）的齿轮传动，其主要失效形式为齿面点蚀，故先按齿面接触疲劳强度进行计算，确定齿轮传动的主要参数和尺寸，然后校核齿根弯曲疲劳强度。对于标准直齿圆柱齿轮，接触疲劳强度的设计公式为式中：为小齿轮的分度圆直径（）;为小齿轮的转矩（）;为齿数比，；为齿宽系数，，其中b为齿宽（）；为弹性影响系数；为许用接触应力(MPa)。则取较小的许用接触应力，由参考资料[2]表11-3取弹性影响系数=189.8代入上接触疲劳强度设计式中，得小齿轮的分度圆直径为=（）≈75,7mm所以，小齿轮的模数为取标准模数。6、计算齿轮的主要几何尺寸小齿轮分度圆直径：大齿轮分度圆直径：小齿轮齿顶圆直径：大齿轮齿顶圆直径：中心距：齿轮的设计宽度：齿全高：齿厚：齿根高：齿顶高：小齿轮齿根圆直径：大齿轮齿根圆直径：为了保证齿轮传动有足够的啮合宽度，一般取大齿轮的齿宽，小齿轮的齿宽+（5～10），即。故取，。7、按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下。eq\o\ac(○,1)齿形系数查参考资料[2]表11-4得=2.62，eq\o\ac(○,2)应力修正系数查参考资料[2]表11-4得，由弯曲校核公式得综上所述，齿根弯曲强度校核合格。8、齿轮精度的选择由齿轮传动的圆周速度为故查参考资料[1]表12-2，可选择精度等级为9的齿轮。9、齿轮的受力分析图6-1所示为一标准直齿圆柱齿轮传动，轮齿在节点P处接触。忽略摩擦力，轮齿间相互作用的法向力沿着啮合线方向并垂直于齿面。为方便计算，将法向载荷在节点P处分解为两个相互垂直的分力，即圆周力和径向力（单位均为N）。图6-1直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析由此得：圆周力：径向力：法向力：5.3轴的设计与计算1、轴的选材由参考资料[2]表11-1查得选用45钢，正火处理，硬度HBS170~217，许用弯曲应力,许用扭转切应力。2、初步估算轴的最小直径由轴径的设计计算公式，其中为轴传递的功率(kw)；为轴的转速(r/min)，又查参考资料[2]表15-3，取。故主动轴=29.6，考虑到轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%~7%，所以，主动轴，选取标准直径。从动轴=45.7，考虑到该段轴上还开有一个键槽，故轴径还应增大5%~7%，所以，从动轴，选取标准直径。7.3齿轮轴的结构设计，初定轴径及轴的轴向尺寸(1)轴上零件的定位、固定和装配主动轴采用齿轮轴结构，如图7-1所示1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮6—轴承端盖7—轴端挡圈8—箱体9—带轮10—键图7-1主动轴的零件工作图(2)确定轴各段直径和长度尺寸①段：由于带轮与轴外伸轴通过键联接，则轴径还应增大5%~7%，则取直径，又带轮的轮缘宽为B=，由于轴头长度是由所装零件的轮毂宽度所决定的，其长度要比轮毂宽度小2~3mm，故取第一段长度。②段：对于阶梯轴的台阶，当相邻轴段直径变化起定位作用时，轴径变化应大些，取6~8，故取。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为，则取该段的长度。③段：该段装有滚动轴承，由于该段轴承需要承受径向载荷，轴向载荷为零，故选用深沟球轴承，选用型轴承，查参考资料[1]表15-4得其基本尺寸、、，则该段的直径为，长度取。④段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度。⑤段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%~7%,则该段的直径，由于齿轮的宽度为108，则取此段长度为。⑥段：该段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取，长度。⑦段：该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度。(3)主动轴的强度校核Ⅰ、扭矩Ⅱ、圆周力：Ⅲ、径向力：由上述确定的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩：1）、作主动轴受力简图（如图7-2所示）166.3181.8156.3危险截面当量弯矩扭矩合成弯矩垂直弯矩水平面弯矩56．166.3181.8156.3危险截面当量弯矩扭矩合成弯矩垂直弯矩水平面弯矩56．9166.3图7-2主动轴受力简图2）、合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为3）、校核轴的强度轴在AB间齿轮处的弯矩和扭矩最大，故为轴的危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数。轴的材料为45钢，正火处理，查参考资料[1]表15-1得许用弯曲应力[]=55,由轴的弯扭合成强度条件=，式中：为轴所受的弯矩；为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数，圆轴的。求得，14.99则强度足够。4、从动轴的强度校核（1）、确定轴上零件的定位和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对于轴承对称分布，齿轮右面轴肩定位，左面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位，与轴之间采用过渡配合固定。为了便于轴承上零件的安装与拆卸，常将轴做成阶梯形。对于一般剖分式箱体中的轴，它的直径从轴端逐渐向中间增大。如图8-1所示，可依次将联轴器、轴承盖、左端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆，另一滚动轴承从左端装拆。为使轴上零件易于安装，轴端及各轴端的端部应有倒角。从动轴的零件布置图如图7-3所示：11，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—轴承端盖7—键8—箱体9—轴端挡圈10—半联轴器图7-3从动轴的工作零件图（2）、确定轴各段直径和长度根据计算扭矩公式，式中，为联轴器工作情况系数，查参考资料[2]表14-1取，为名义扭矩，，求得扭矩为。按照的条件，查参考资料[1]表16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为。其公称转矩为：1250，取半联轴器的轴孔直径，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。①段：由于联轴器与轴通过键联接，则轴径应增加5%~7%,取从动轴，又半联轴器的轴孔直径，故取此段轴直径，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故取此段轴长度。②段：为了满足半联轴器的轴向定位要求，该段右端需制出一轴肩，故取该段的直径，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为32，故取该段长为③段：该段装有滚动轴承，由于该段轴承需要承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷，故采用深沟球轴承，选用6212型轴承，查参考资料[1]表15-4得其基本尺寸、、，则该段的直径为，长度取。④段：该段装有齿轮，并且齿轮与键联接，故轴径要增加5%~7%,则该段轴的直径取，又大齿轮的齿宽为100，为了保证定位的可靠性，取此轴段长度为。⑤段：考虑齿轮的轴向定位，取定位轴肩的直径为，长度取。⑥段：此处为台阶，直径，长度。⑦段：该段为滚动轴承的安装处，可取该段轴径，长度为。（3）、求齿轮上作用力的大小，Ⅰ、扭矩由于它们是作用力与反作用力的关系，则Ⅱ、圆周力：Ⅲ、径向力：由上述的各轴长度尺寸得，两支座间距离水平面的支反力：水平面的弯矩：垂直面的支反力：垂直面的弯矩：（4）、作从动轴受力简图（如图7-4所示）46.98N.m46.98N.m水平面弯矩129.08N.m129.08N.m垂直面弯矩176.06N.m176.06N.m合成弯矩658.3N.m658.3N.m扭矩137.4N.m137.4N.m危险截面当量弯矩图7-4从动轴受力简图（5）、合成弯矩的计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，其大小为（6）、校核轴的强度轴单向回转，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数。轴的材料为45钢，正火处理，查参考资料[2]表15-1得许用弯曲应力[]=55,由轴的弯扭合成强度条件为：=，式中：为轴所受的弯矩；为所受的扭矩；为轴的抗弯截面系数，圆轴的W=TWT=0.1d3。求得：15.95则强度足够。六、联轴器的选择和计算由于被联接两轴对中性，扭矩不是很大，轴的工作转速不大，且减速器载荷平稳，没有特殊的要求，考虑到装拆方便与经济问题，选用弹性柱销联轴器。6.1计算名义扭矩6.2确定计算扭矩根据计算扭矩公式，式中，为联轴器工作情况系数，查参考资料[2]表14-1取，为名义扭矩，则求得扭矩为按照，的条件，查参考资料[1]表16-4，选择弹性柱销联轴器，型号为，其公称转矩为：1250，其许用转速。采用Y型孔，取半联轴器的轴孔直径，轴孔长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。七、轴承、联接件、润滑密封及联轴器的选择和验算6.1主动轴上键联接的选择和计算I、（1）选键的类型主动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料[1]表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料[1]表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考V带轮轮缘宽度及键长L的尺寸系列，取L=63mm。键的标记为GB/T1096—1979（3）强度校核其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤压应力为由参考资料[2]表12-7可知，轮毂材料为铸铁，且载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度要求。II、（1）选键的类型与齿轮联接处轴径，，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料[1]表14-10，选圆头普通A型平键。（（2）确定键的尺寸由参考资料[1]表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=80mm,键的标记为GB/T1096—1979。（3）强度校核则其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤压应力为由参考资料[2]表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度要求。6.2从动轴上键联接的选择和计算I、(1)选键的类型从动轴外伸端直径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料[1]表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料[1]表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考联轴器轴孔长度L1及键长L的尺寸系列，取L=70mm。键的标记为GB/T1096—1979（3）强度校核其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤压应力为:由参考资料[2]表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度要求。II、(1)选键的类型与齿轮联接处轴径，根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装，根据参考资料[2]表14-10，选圆头普通A型平键。（2）确定键的尺寸由参考资料[1]表14-10查得，时，键剖面尺寸为键长。参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列，取L=80mm,键的标记为GB/T1096—1979。（3）强度校核则其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤压应力为由参考资料[2]表12-7可知，轮毂材料为钢，且载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度要求。6.3主动轴的轴承设计计算1）、初选轴承型号由于轴承主要是承受径向载荷，轴向载荷为零，且考虑到经济成本。根据上述轴径及长度的计算，选择深沟球轴承，型号初选为6209（2个），由参考资料[1]表15-4查得。（2）、根据减速器的工作条件，轴承预期寿命。（3）、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下受径向载荷作用。且。查参考资料[2]表13-5取径向动载荷系数，轴向动载荷系数，则。（4）校核轴承寿命查参考资料[2]表13-4取轴承的温度系数，又球轴承的寿命指数，则所选轴承的寿命为：由于轴承寿命大于轴承预期寿命，即，故轴承寿命满足要求，选用6209型轴承。6.4从动轴的轴承设计计算（1）、由于轴承主要是承受径向载荷，还有不大的轴向载荷，可以忽略不计。且考虑到经济成本。根据上述轴径及长度的计算，选择深沟球轴承，型号初选为6212（2个），由参考资料[1]表15-4查得。（2）、根据减速器的工作条件，轴承预期寿命。（3）、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下主要受径向力作用，则。查参考资料[2]表13-5取径向动载荷系数，轴向动载荷系数则。（4）、校核轴承寿命查参考资料[2]表13-4取轴承的温度系数，又球轴承的寿命指数，则所选轴承寿命为：，选用6212型轴承。八、箱体结构及附件的设计按参考资料[2]表6-1经验公式计算，得减速器铸造箱体的结构尺寸列表11-1名称符号尺寸计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖上部凸缘厚度12、12箱座底凸缘厚度20箱座、箱盖上的肋板厚8、8轴承旁凸台的高度和半径由机构确定，25轴承盖的外径，为轴承外径130地脚螺栓直径与数目单级~100~200~250121620204444通孔直径15202525沉头座直径32454848底座凸缘尺寸2225303020232525联接螺栓轴承旁联接螺栓直径15箱座箱盖联接螺栓直径螺栓的间距11联接螺栓直径6810121414通孔直径791113.515.515.5沉头座直径131822263030凸缘尺寸121518202222101214161818定位销直径8轴承盖螺钉直径9视孔盖螺钉直径7吊环螺钉直径由参考资料[1]表19-13确定箱外壁至轴承底端面距离++（5~8）50大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁距离~14箱座高度2448.1减速器附件的选择1、窥视孔及视孔盖窥视孔一般放置在盖板盖上，用M6~M10的螺钉紧固，采用加强垫片加强密封，盖板常用钢板或铸铁制成，窥视孔及视孔盖的结构如图12-1所示图13-1窥视孔及视孔盖结构其结构尺寸查参考资料[1]表19-4，由于单级，则表12-1窥视孔及视孔盖的尺寸符号直径孔数尺寸1201059090756074452、螺塞及封油垫为了便于放油和排出箱底杂质，应在油池最低处设置放油螺塞，放油孔应设置在不与其他部件靠近的一侧，箱体内底面一般做成向底端倾斜的结构，以便污油流出。平时，放油孔用螺塞和油封垫堵住，加强密封。螺塞和油封垫的结构如图12-2所示图12-2螺塞和油封垫结构螺塞和密封垫的结构尺寸见表12-2表12-2螺塞和密封圈结构尺寸基本尺寸极限偏差17.83024.2210—0.283015433、通气孔减速器在工作时，箱体内的温度会升高，使箱体内气体膨胀，气压升高。为了便于箱体内的热气溢出，保证箱体内外压力平衡，提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性，常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，其结构如图12-3所示图12-3通气塞及提手式通气器结构查参考资料[1]表19-9得，通气塞及提手式通气器结构尺寸见表13-3表12-3通气塞及提手式通气器结构尺寸1816.514191024说明：S—螺母扳手开口宽度4、油标油标用于检查油面高度，常设置于方便观察油面及油面较稳定处