机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题号：43-、传动方案-一V带传动原始题目：课程设计题目五：带式运输机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。滚筒效率：七二0。96（包括滚筒与轴承的效率损失）。1—电动机2一带传动3—减速器4一联轴器5一滚筒6一传送带原始数据题—号―F4142434445V4647484950运输带工作拉力（N）1100115012001250130013501450150015001600运输带工作速度（m・s-1）1.501。601。701。501.551.601.551。651。701.80卷筒直径（mm）250260270240250260250260280300已知条件:工作参数运输带工作拉力「=1200N。运输带工作速度V=1。70m/s（允许带速误差土5%）。滚筒直径D=270mm.滚筒效率0。96（包括滚筒与轴承的效率损失）.使用工况两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，空载起动。工作环境室内，灰尘较大,环境最高温度35°C。动力来源三相交流电，电压380/220V.寿命要求使用期限10年，其工作期限（使用折旧期）为10年，大修期4年，中修期2年，小修期半年。制造条件一般机械厂制造，小批量生产.二、选择电动机（1）确定电动机额定功率、工作功率（输出功率）动力来源：三相交流电，电压380/220V电动机是标准件，根据要求两班制，灰尘较大，最高温度35度，三相交流电，笼型异步，封闭式结构，电压380v，Y型根据，可得电动机额定功率因为总效率——为闭式齿轮传动效率（0.97）;——带传动效率（0.96）--为滚动轴承效率（0。98）;——联轴器效率（0.99）——滚筒效率（0.96）电动机工作功率（输出功率）（2）确定电动机工作转速（输出转速）根据《机械设计课程设计指导书》第七页的表可知：普通V带传动的传动比二，圆柱齿轮传动一级减速器传动比二，则总传动比合理范围为二，故电动机转速的可选范围为根据《机械设计课程设计手册》173页表12-1可知：符合这一范围的同步转速有根据额定功率、转速，从表中找出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表所示:型号额定功率/（kw）级数同步转速/（r/min）满载转速/（r/min）参考比价传动装置传动比质量/kg总传动比V带传动比减速器Y100L2—434150014301.8711.88533.9638Y132S-63610009603.098。3122。53.3263Y132M-8387507103。526。2342。03。1279综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第一

方案比较合适。因此选定电动机的型号为Y100L2—4，其主要性能如下表:型号额定功率/（kw）满载时转速电流（380V时）A效率%功率因数Y100L2-4314306.8282.50.8172。22。3由《机械设计课程设计指导书》174页表12-2可知：Y100L2—4型电动机的安装及外形尺寸如表12—3所示：故将Y100L2—4型电动机的主要外形和安装尺寸列于下表:中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸10012三、确定传动装置的总转动比和分配传动比由选定的电动机的满载转速和工作机的主动轴转速，可得到传动装置的总传动比为：，式中分别为带传动和减速器的传动比根据《机械设计课程设计指导书》7页的表可知：普通V带传动的传动比二，圆柱齿轮传动一级减速器传动比=,所以取四、计算传动装置的运动和动力参数III轴II轴（1）计算下图中各轴的转速:III轴II轴式中分别为带传动和减速器的传动比（2）计算各轴输入功率式中分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器的传动效率各轴输出功率（在此不再列出计算过程）（3） 计算各轴输入转矩电动机轴的输出转矩（4） 各轴输出转矩，则有：各轴运动和动力参数计算结果整理于下表轴名功率P/KW转矩T/N.m转速n(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电机轴2。416。03143030.96I轴2.3042.25846.1745.25476。673。960。95II轴2.192。146173。80169.62120.3710。97m轴2.1252.08168。62165。25120。37五、传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带型号由于两班制工作，所以机器的工作时间为16小时/天，由课本109页表5-5可知：载荷平稳，丫系列三相交流异步电动机，每天工作16小时，=1,小带轮转速，由课本109页图5.14可知：取Z型V带（2） 确定带轮基准直径，并验证带速由课本109页表5.6取小带轮直径为，所以.由课本109页表5.6取大带轮直径为（虽然有所降低，但其误差在5%范围内，故允许）验算带速:，在范围内，带速合适（3） 确定带长和中心距初选：，取（由课本106页表5.1可知：V带高h=6mm）由课本106页表5。2选取基准长度其实际中心距为：（4） 验算小带轮包角由课本100页公式5。1可知：故合适（5） 确定V带根数Z大带轮转速传动比由课本107页表5.3可知：，由108页表可知：由课本110页表5。7,做出包角和包角系数的线性关系图，得出时，由课本106页表5。2可知：长度系数所以取根（6） 求作用在带轮轴上的压力由课本107页表5.3可知：，由课本110页公式5。20得到单根V带的张紧力由课本111页公式5。21得到作用在带轮上的压力（7）带轮结构设计（由于要根据轴的相关尺寸确定，后面会详细介绍，故在此不做设计）2。齿轮传动的设计计算根据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷的实际工况，故需选用圆柱斜齿轮传动。（1）选择齿轮材料和精度等级根据课本132页表6.1，初选小齿轮材料为，大齿轮材料为45钢,小齿轮采用硬齿面，进行调质处理，齿面硬度为，取，大齿轮采用软齿面，进行正火处理，齿面硬度为，取，根据课本140页表6。6,初选精度等级为7级。（2）按照齿面接触疲劳强度进行设计计算根据课本136页公式6。6可知：确定各参数值确定载荷系数，使用系数，由课本133页表6.2可知：动载系数，由课本134页可知：齿间载荷分配系数，由课本134页可知：齿向载荷分布系数，由课本134页可知：所以确定小齿轮名义转矩为主动齿轮传递的功率，等于I轴的输出功率为主动齿轮的转速，等于I轴的输出转速确定材料弹性影响系数由课本136页表6。3可知：确定区域系数螺旋角常在之间，所以取，由135页图6.12可知确定重合度系数根据课本143页可知取确定齿轮的主要参数齿数比=传动比确定圆柱齿轮的齿宽系数根据课本141页表6。8可知：取计算许用应力根据课本138页图6。14（b）可知，根据课本137页公式6。9可知根据课本140页表6。5可知，取最小安全系数为1.2根据课本139页公式6.11和图6.16计算寿命系数查图6。16可知所以可以得到：取中的最小值，所以则有：于是有确定中心距（以下内容是根据《机械设计课程设计指导书》页得到）应尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定选定模数，齿数一般初选，则，代入上式得：，由标准取，则有：取，因为所以，取，则有：（不按计算）齿数比，与的要求比较，误差为，可用。于是有,满足要求由以上步骤可知：齿轮的参数确定为：,,,,,⑪计算齿轮分度圆直径⑫确定轮齿宽度根据课本141页可知：b圆整为大齿轮宽度，取，则（3）按照齿根弯曲疲劳强度进行校核计算根据课本143页公式6。15可知：确定各参数的值确定许用弯曲疲劳强度根据课本137页公式6。10可知：根据课本139页图6.15（b）可知：根据课本139页图6.17可知：根据课本140页表6.5可知：所以可以得到：确定齿形系数和应力校正系数根据课本137页表6。4可知：根据课本143页可知：根据课本137页可知：因此有：所以，可以判断大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度都小于许用值，符合要求，校核完毕。经综合整理可得下表名称符号公式与说明小齿轮大齿轮齿数根据工作要求确定25101模数，为标准值2。07中心距130分度圆直径51。587208。413齿顶高2齿根高2.5齿全高4.5齿顶圆直径55.587212.413齿根圆直径46.587203。413减速器机体结构:总体选取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，其表面粗糙度为（3） 、机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为8,圆角半径为R=6。机体外型简单，拔模方便.减速器各部位及附属零件的名称和作用（1） 、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M6紧固（2） 、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。（3） 、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..（4） 、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。（5） 、盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要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.（6） 、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.（7） 、吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。铸铁减速器机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径14地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径14盖、座联接螺栓直径10联接螺栓的间距160轴承端盖螺钉直径10窥视孔盖螺钉直径8定位销直径8、、到外箱壁距离24,20、16、至凸缘边缘距离22、14轴承旁凸台半径20轴承旁凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内箱壁距离12齿轮端面与内箱壁距离12机盖、机座肋厚、7、7轴承端盖外径联接式：D+（5〜5。5）；嵌入式：1.25D+10；D为轴承孔直径.轴承端盖凸缘厚度12轴承旁联接螺栓距离尽量靠近，以M和M互不干涉为准六、轴的设计计算高速轴的设计计算（1） 已知的转速、功率和转矩转速;功率；轴所传递的转矩（2） 轴的材料选择并确定许用弯曲应力由课本226页表11。1可知：选用45#钢，进行调质处理，齿面硬度为，许用弯曲疲劳极限为，抗拉强度极限，；根据课本233页表11.4可确定轴的许用弯曲应力为：（3） 按扭转强度概略计算轴的最小直径根据课本232页公式11.2和表11.3，由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小故C=112。由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=（1+°.°5）x18.94=19.887mm根据《机械设计课程设计手册》97页表8-1可知：标准轴孔直径有20mm，故取（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图1）轴的结构分析（键的选择和配合方式的选择）显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，根据《机械设计课程设计手册》56页可知:bXh=6X6mm（GB/T1096-2003），根据课本77页,所以综合考虑键的系列长度，取L=28mm；取轴承的定位轴肩直径为27mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定.确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=24mm轴承端盖厚度e=12mm调整垫片厚度△t=2mm箱体内壁到轴承端面距离△=12mm各轴段直径和长度的确定：d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，则偶的直径应该增大5%,故取d1=22mm。d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=27mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1—5mm，选取d3=30mm,根据《机械设计课程设计手册》69页表选取轴承型号为深沟球轴承6206d4：齿轮处轴段，比d3尺寸大2-5mm,选取d4=35mm。d5：轴肩，用于齿轮的轴向定位，故选取d5=45mm.d6:滚动轴承轴段要求与d3轴段相同，故选取d6=d3=35mm。各轴段长度的确定L1:和大带轮配合，为便于安装和定位，略小于大带轮轮毂宽度，选取L1=42mm。L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定取L2=63mm.L3:由滚动轴承宽度以及齿轮端面到轴承端面距离确定，选取L3=38mm。L4：根据小齿轮宽度确定，长度略小于小齿轮宽度以保证齿轮轴向定位可靠，取L4=83mm。L5：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L5=8mm。L6：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L6=28mm。轴段123456直径(mm)222730354530长度(mm)42633883828轴的全长:2。高速轴的轴上零件定位与配合键型号的确定根据第一段轴的直径，长度和第四段轴的直径，长度，可查《机械设计课程设计手册》56页表4-1(平键连接的剖面和键槽尺寸(GB/T1095-2003摘录)、普通平键的形式和尺寸(GB/T1095—2003摘录))得到，键的型号分别为：GB/T1096键；GB/T1096键。轴承的配合根据荷载的状态，查《机械设计课程设计手册》85页表6-10（安装向心轴承的轴公差带代号）可以确定安装向心轴承的轴的公差带代号为k5。根据运载状态和载荷状态，查《机械设计课程设计手册》85页表6-11（安装向心轴承的孔公差带代号）可以确定安装向心轴承的孔的公差带代号为J7。（3） 齿轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，根据《机械设计课程设计手册》238页表17—2（减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为。（4） 带轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，查《机械设计课程设计手册》238页表17—2（减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为。图1高速轴的配合关系（5） 高速轴上圆角、倒角等根据轴肩两端轴的直径，查《机械设计课程设计手册》表1—26（圆形零件自由表面过渡圆角（参考））可以确定，在除标准件外其余过渡圆角半径尽量取成一致的前提下，圆角的半径均选取R=2mm。根据轴两端的直径，查《机械设计课程设计手册》表1-25（零件倒圆与倒角（GB/T6403。4-2008摘录））可以确定，倒角的尺寸C=1mm。在装轴承的两端的轴肩圆角应该小于轴承的圆角半径Ra=1mm，故所述轴肩的过度圆角半径定位R=0。8mm。按弯扭合成校核高速轴的强度（1） 高速轴的受力简图（2） 高速轴的支反力1） 带轮的压轴力在水平面和竖直平面上的分力2） 水平面上的支反力RH小齿轮受力分析在分度圆上，法向力可以分解成两个相互垂直的分力：切与分度圆的圆周力和半径方向的径向力。根据其各自的计算公式，可知3） 竖直面上的支反力Rv（3） 高速轴的弯矩图1） 水平面上的弯矩图图2.7.6轴的水平平面弯矩图2） 竖直平面上的弯矩图图2.7.7轴的竖直平面弯矩图3） 合成弯矩图图2。7.8轴的合成弯矩图扭矩图图轴的扭矩图高速轴的当量弯矩图根据计算公式：(2-27)此时可以得到当量弯矩图：图轴的当量弯矩图高速轴的强度校核针对截面C进行轴的强度校核，根据弯曲应力的计算公式：(2—28)式中：W——表示轴的抗弯截面系数，由课本233页表11.5(抗弯、抗扭截面模量计算公式)可知，查《机械设计课程设计手册》56页表4—1可知t=5mm。Mc-一轴所受到的弯矩，代入C截面的数据后可得：故该高速轴的强度满足条件.4。精确校核高速轴的强度确定危险疲劳截面考虑影响疲劳强度的主要因素(载荷、应力集中、表面质量和绝对尺寸)，危险疲劳截面取第3段轴和第4段轴的交界处，针对该处的左(右)侧进行精确校核。查课本234页表11。6(疲劳强度的许用安全系数)取疲劳强度的许用安全系数为：[S]=1°4(载荷可精确计算，材质均匀，材料性能精确可靠)危险截面左侧的精确校核危险截面的抗弯,抗扭截面模量由课本233页表11.5(抗弯、抗扭截面模量计算公式)可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式：危险截面的弯曲应力由弯曲应力的计算公式得：此时弯曲应力为对称循环应力,故，.危险截面的切应力由扭转切应力的计算公式可得：此时切应力为脉动循环应力，故，。综合影响系数、由综合影响系数计算公式：(2-29)(2-30)式中：、——应力集中系数、一-尺寸系数、——表面状态系数计算应力集中系数、由截面3的结构尺寸,可得：根据上诉数据查课本23页图1.15（b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数），可得。根据抗拉强度和应力集中系数，查课本图1。16（钢的敏感系数）可得敏感系数。由应力集中系数的计算公式，可得尺寸系数、根据抗拉强度和查课本24页图1.17（钢的尺寸系数、），可得.表面状态系数、根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本24页图1。19（钢的表面状态系数），可得：将查出的数据代入计算公式,可得：5） 等效系数弯曲应力的等效系数：切应力的等效系数：6） 复合疲劳强度安全系数根据疲劳强度安全系数计算公式，可得：复合安全系数的计算公式故高速轴的疲劳强度满足工作要求.（3）危险截面右侧的精确校核1） 危险截面的抗弯,抗扭截面模量由课本233页表11。5（抗弯、抗扭截面模量计算公式）可以得到左侧截面的抗弯、抗扭截面的模量计算公式：2） 危险截面的弯曲应力由弯曲应力的计算公式得：此时弯曲应力为对称循环应力，故，。3） 危险截面的切应力由扭转切应力的计算公式可得：此时切应力为脉动循环应力，故,。4） 综合影响系数、由综合影响系数计算公式：（2—29）（2-30）式中：、一一应力集中系数、-—尺寸系数、——表面状态系数计算应力集中系数、由截面3的结构尺寸，可得：根据上诉数据查课本图1.15（b）（平板肩部圆角处的理论应力集中系数），可得。根据抗拉强度和应力集中系数，查课本图1。16（钢的敏感系数）可得敏感系数。由应力集中系数的计算公式，可得尺寸系数、根据抗拉强度和查课本图1。17（钢的尺寸系数、），可得.表面状态系数、根据抗拉强度和精磨的制造方法，通过查课本图1。19（钢的表面状态系数），可得：将查出的数据代入计算公式，可得：5） 等效系数弯曲应力的等效系数：切应力的等效系数：6） 复合疲劳强度安全系数根据疲劳强度安全系数计算公式，可得：复合安全系数的计算公式故高速轴的疲劳强度满足工作要求。5。低速轴的设计根据轴的最小直径的设计公式,可知：中间轴的最小直径，取。1） 轴的结构分析低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bXh=14X9mm（GB/T1096—2003）,长L=63mm；定位轴肩直径为37mm;联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2） 确定各轴段的长度和直径。3） 各轴段直径的确定d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=32mm。d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=37mmd3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1—5mm,选取d3=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6208d4:齿轮处轴段，选取直径d4=45mm。d5:轴肩，故选取d5=55mm。d6:滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同,故选取d6=d3=40mm。4） 各轴段长度的确定L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=80mm。L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=61mm.L3：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定选取L3=40。5mm。L4：根据箱体的结构和齿轮的宽度确定，选取L4=78mm。L5:过渡轴段，选取L5=8mm.L6：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定，选取L6=32.5mm.轴段123456直径（mm）323740455540长度（mm）80614078832轴的结构图如下:（说明：低速轴的校核与高速轴方法一致，在这里不在占用篇幅计算）七。轴承寿命的校核由1。2.2可知，使用期限为10年，每年的工作时间为250天，每日工作天数为16小时。由表2—3可知，高速轴的转速为.则可得到轴承的预期寿命：确定采用深沟球轴承，轴承代号为6206。查《机械设计课程设计手册》表6-1（深沟球轴承（GB/T276-1994摘录））可得轴承的基本额定动载荷为，基本额定静载荷为。查课本表8。3（温度系数）可得，温度系数。1。 轴承的当量动载荷只承受径向载荷的轴承的当量动载荷的计算公式：式中：-—载荷系数；——纯径向载荷。根据实际工作情况，根据课本表8。6（负荷系数），可得。根据轴承的受力情况，可知轴承2受到的径向力较大，故径向力：将上述数据，代入当量动载荷计算公式，可得：2。 轴承的寿命根据轴承的寿命计算公式：故轴承的寿命足够，满足使用条件.3。 键联接的校核由普通平键联接的强度校核公式:(2-32)式中：-一传递的转矩，；一-键的高度，；——键的工作长度，；一-轴的直径，；-一键、轴、轮毂三者中最弱材料的需用挤压应力,。高速轴带轮的键联接校核由2.3.4中的表2-3，可得传递的转矩。键的高度.键的工作长度。此处键和轴选为钢，带轮选为铸铁.查课本表3.1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为。代入上述数据后，可得：故强度满足条件。高速轴齿轮的键联接校核由2.3.4中的表2—3,可得传递的转矩。键的高度.键的工作长度。此处键、轴和齿轮选为钢，查课本表3。1（键连接的许用挤压应力和许用压强）可得，铸铁的轻度冲击载荷为.代入上述数据后，可得：故强度满足条件。八、减速