机械设计基础课程设计-南工大

第页设计内容主要结果一、设计任务书1设计题目：设计胶带输送机的传动装置2工作条件：工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量151灰尘较少轻微冲击单件3技术数据：题号滚筒圆周力F/N带速v/m/s滚筒直径D/mm滚筒长度L/mmZL-8150000.25450900二、传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案如图所示：FFvD带式输送机由电动机驱动。电动机将动力经联轴器传入二级减速器，再经联轴器2将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。传动系统中采用带传动及二级圆柱齿轮减速器，采用直齿圆柱齿轮传动。三、电动机的选择计算1选择电动机系列按工作要求及工作条件选用封闭式结构，电压380伏，三相异步电动机Y系列2选择电动机功率滚筒转动所需有效功率根据表4.2-9确定各部分的效率: 传动滚筒效率=0.96联轴器效率=0.99（0.99~0.995）滚动轴承效率=0.99（深沟球轴承）开式齿轮的传动效率=0.95（0.94~0.96）闭式齿轮的传动效率=0.97（8级精度）则传动总效率所需电动机总功率为：查表[1]4.12-1，可选Y系列三相异步电动机Y132S-4型，额定功率=5.5kW，转速1500r/min，或选Y132M2-6型，额定功率=5.5kW，转速1000r/min。3确定电动机的转速滚筒转速为现以同步转速为1500r/min和1000r/min两种方案进行比较，由表4.12-1查得电动机数据，并计算出总传动比列于下表：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1Y132S-45.515001440135.71722Y132M2-65.5100096090.4781为使传动装置内零件尺寸适当，结构紧凑，降低成本，选用方案2。电动机为Y132M2—6型，额定功率5.5kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。由[1]表4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。四、传动比的分配1总传动比为：2根据[1]表4.2-9，取(i小于等于8即可)3减速器传动比为：4减速箱内高速级齿轮的传动比为：5减速箱内低速级齿轮的传动比为：*说明：以上分配的传动比仅为初步值。五、传动装置的运动与动力参数的选择和计算1、0轴：即电动机轴2.Ⅰ轴：减速器高速轴3.Ⅱ轴：减速器中间轴4.Ⅲ轴：减速器低速轴5.Ⅳ轴：减速器和开式齿轮相连的传动轴6.Ⅴ轴：滚筒轴将上述计算结果综合汇总于下表：轴序号功率P/kW转速n/(r/min)转矩T/传动型式传动比效率η04.688796046.6428联轴器1.00.99Ⅰ4.641896046.1762闭式齿轮传动4.51190.97Ⅱ4.4575212.7707200.0704闭式齿轮传动3.34220.97Ⅲ4.280563.6619642.1231联轴器1.00.99Ⅳ4.195363.6619629.3421开式齿轮传动60.95Ⅴ3.945710.61033551.4015六、传动零件的设计计算㈠开式齿轮的设计1选择材料小齿轮45钢正火处理齿面硬度235-255HBW大齿轮ZG310-570正火处理齿面硬度162-185HBW传动比u=6，则应力循环次数：2按齿根弯曲疲劳强度确定中心距初选小轮的齿数为查[1]表5-18(b)，得，由[1]图5-19，得由[1]式（5-32），得取安全系数考虑磨损影响，将值降低30%，则由式5-31计算许用弯曲应力：由[1]图5-14知,由[1]图5-15知,则因为故取取则由此可预取当m=5mm时，与相差不大，不需要修正m所以可选取m=5mm此时中心距由表5-3,按电机平稳驱动，载荷有轻微冲击，取齿宽由于齿轮悬臂布置，按圆周速度由[1]图5-4(b)，按8级精度和得由[1]表5-4，则计算重合度齿顶圆直径:压力角：齿轮基圆直径:齿顶压力角：重合度为由式（5-24）计算许用弯曲应力故取m=5mm3齿轮主要几何参数㈡减速器高速级齿轮的设计1选择材料小齿轮45钢调质处理齿面硬度235-255HBW大齿轮45钢正火处理齿面硬度190-217HBW传动比u=4.5119，则应力循环次数：查图5-17，由式（5-29），取按齿面硬度235HBW和190HBW，由图5-16(b)，得由式（5-28）计算许用接触应力2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩初取，由表5-5得减速传动，;取。由式（5-41）计算。由式（5-39）计算中心距取中心距。估算模数，取标准模数小齿轮齿数：大齿轮齿数：取，实际传动比传动比误差:，在允许范围内。齿轮分度圆直径齿轮齿顶圆直径齿轮基圆直径圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级。3验算齿面接触疲劳强度按电机平稳驱动，载荷有轻微冲击，由表5-3取由图5-4(a)，按8级精度和得齿宽mm由图5-7(a)，按,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得。由表5-4，得则计算重合度齿顶压力角由式（5-13）得，由式（5-17），计算齿面接触应力 4验算齿根弯曲疲劳强度按由图5-18(b)得由图5-19，得由式（5-32），,故。取由式（5-31）计算许用弯曲应力由图（5-14）得由图（5-15）得由式（5-23）计算由式（5-44）计算齿根弯曲应力5齿轮主要几何参数㈢减速器低速级齿轮的设计1选择材料小齿轮45Cr调质处理齿面硬度250-280HBW大齿轮45钢调质处理齿面硬度235-250HBW传动比u=i=3.3422，则应力循环次数：查图5-17，由式（5-29），取按齿面硬度250HBS和235HBS，由图5-16(b)，得由式（5-28）计算许用接触应力2按齿面接触强度确定中心距小轮转矩初取，由表5-5得减速传动，;取。由式（5-14）计算。由式（5-18）计算中心距取中心距。估算模数，取标准模数小齿轮齿数：大齿轮齿数：取，实际传动比传动比误差，在允许范围内。齿轮分度圆直径齿轮齿顶圆直径齿轮基圆直径圆周速度由表5-6,取齿轮精度为8级。3验算齿面接触疲劳强度按电机平稳驱动，载荷有轻微冲击，由表5-3取由图5-4(a)，按8级精度和得齿宽mm由图5-7(a)，按,考虑轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得。由表5-4，得则计算重合度齿顶压力角由式（5-13）得，由式（5-17），计算齿面接触应力4验算齿根弯曲疲劳强度按由图5-16(b)得由图5-15，得由式（5-23），,故。取由式（5-31）计算许用弯曲应力由图（5-14）得由图（5-15）得由式（5-23）计算由式（5-44）计算齿根弯曲应力5齿轮主要几何参数七、轴的设计及校核和联轴器的选择㈠高速轴的设计及校核1初步估定减速器高速轴外伸段轴径轴材料选为40Cr,调质处理，传递功率P=4.6418kW，转速n=960r/min。转矩为，其许用弯曲疲劳强度为由《机械设计》表8-2，查得因轴端处需开一个键槽，轴径加大5%,取d=25mm。2选择联轴器并确定减速器外伸段轴径根据所选Y132M2—6型电机查表4-12-2选电机轴径则根据传动装置的工作条件拟选TL6型弹性套柱销联轴器（GB4323-1985）。联轴器传递的名义转矩为：由表11-1查得K=1.25~1.5，取K=1.5则计算转矩为：查TL6联轴器，公称转矩：若取减速器高速轴外伸段轴径d=25mm,可选联轴器轴孔，所以TL6联轴器能满足条件。3初选轴上零件的装配尺寸并确定轴上零件的装配方案见附图所示：见于附图一。a、1-2/4-5段用于安装轴承6307和轴套（用于固定轴承），故取直径为35mm，长度为2×21+2×10=62mmb、2-3段为小齿轮，直径取为46mm长度为60mm。c、3-4段为自由段考虑中间轴上的Z3齿轮的宽度为74mm，所以直径取为40mm,长度取为84mm。d、5-6段为端盖布置及预留装配端考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度所以外径取30mm，长度取为45mm。e、6-7段用于与联轴器配合，直径取25mm，长度取为50mm，考虑到联轴器需要44mm及预留6mm。所以总长及各段直径如下：长度：L=L1-2+L2-3+L3-4+L4-5+L5-6+L6-7=31+60+84+31+45+50=301mm各段直径：L1-2、L4-5为直径35mmL2-3为直径46mmL3-4为直径40mmL5-6为直径30mmL6-7为直径25mm4、校核高速轴的强度计算对于这一级的传动轴我们利用扭弯合成强度条件来校核，强度理论为第三强度理论。其结构可以简化为下图受力分析以及扭弯合成计算齿轮受力可以分解为径向力Fr和圆周力Ft其大小和方向计算如下：b、求d点的弯矩以便画扭弯图：Xy平面内的弯矩：所以：第三强度理论校核：经分析最容易破坏的是b点，所以对该点进行校核。所以设计的高速轴满足强度要求，不需要刚度校核，设计合理不用修改。㈡中间轴的设计及校核轴的材料选为45钢,调质处理，传递功率P=4.4575kW，转速n=212.7707r/min。由《机械设计》表8-2，查得，取d2＝40mm见附图2，采用与校核高速轴相同的方法校核，经验证中间轴的强度符合要求。㈢低速轴的设计1初步估定减速器低速轴外伸段轴径轴的材料选为45钢,调质处理，传递功率P=4.4575kW，转速n=212.7707r/min,因轴端处需开一个键槽，轴径加大5%,，取d3=50mm2选择联轴器并确定减速器外伸段轴径根据传动装置的工作条件拟选TL9型弹性套柱销联轴器（GB4323-1985）。联轴器传递的名义转矩为：由表11-1查得K=1.25~1.5，取K=1.5则计算转矩为：查TL9型弹性套柱销联轴器，公称转矩：若取轴外伸段轴径d=50mm,则选TL9型弹性套柱销联轴器能满足条件。圆周力：2）计算支点反力ａ.铅垂面支反力，b.水平面支反力采用与校核高速轴相同的方法校核，经验证低速轴的强度符合要求。 八、轴承的选择及其寿命验算㈠轴承的选择：高速轴滚动轴承6208（GB/T297-1994）中间轴滚动轴承6208（GB/T297-1994）低速轴滚动轴承6212（GB/T297-1994）…㈡轴承寿命验算1低速轴轴承寿命验算⑴计算轴承支反力水平支反力垂直支反力合成支反力⑵确定轴承的承载能力查表4.6-1，轴承6212的计算当量动载荷，由其安装支承结构知，全部由轴承2承受，故⑶校核轴承的寿命按轴承工作温度在120以下，由《机械设计》9-4知2中间轴轴承寿命验算通过与低速轴轴承相同的寿命验算方法验算，中间轴轴承寿命够用，故6208轴承适用。3高速轴轴承寿命验算通过与低速轴轴承相同的寿命验算方法验算，高速轴轴承寿命够用，故6208轴承适用。九、键联接的选择和验算㈠中间轴上键的选择与验算1中间轴上键的选择齿轮处选择A型键L=63GB1096-79外伸处选择B型键L=45GB1096-792键的校核⑴齿轮处选择普通平键12×63GB1096-79型，其参数为R=b/2=12/2=6mm，k=h-t=8-5=3mm，l=L-2×R=63-2×8=47mm，d=42mm。齿轮材料为45钢，载荷有轻微冲击，静联接，由表《机械设计》2-10，查得⑵外伸处选择普通平键12×45GB1096-79型，其参数为R=b/2=12/2=6mm，k=h-t=8-5=3mm，l=L=45=45mm，d=42mm。齿轮材料为45钢，载荷有轻微冲击，静联接，由表《机械设计》2-10，查得2低速轴上键的选择齿轮处选择A型键L=56GB1096-79外伸处选择B型键L=70GB1096-792键的校核⑴齿轮处选择普通平键18×56GB1096-79型，其参数为R=b/2=18/2=9mm，k=h-t=11-7=4mm，l=L-2×R=56-2×9=38mm，d=62mm。齿轮材料为45钢，载荷有轻微冲击，静联接，由表《机械设计》2-10，查得⑵外伸处选择普通平键14×70GB1096-79型，其参数为R=b/2=14/2=7mm，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L=70mm，d=42mm。齿轮材料为45钢，载荷有轻微冲击，静联接，由表《机械设计》2-10，查得十、减速器的润滑及密封形式选择1减速器的润滑采用油润滑，润滑油选用中负荷工业齿轮油GB5903-86。2密封圈采用旋转轴唇型密封圈低速轴选用FB065072GB13871-92高速轴选用FB050072GB13871-923油标尺采用M16,材料Q235A。十一、设计总结这次的课程设计是一次理论与实际的结合，在这段时间内，我学习了很多，课本上的知识也得以更好的吸收。在一遍一遍的修改，重新校核的过程中，我知道了设计一个成品的具体流程以及应该要考虑的问题。做好一个机械产品的设计，首先要有足够的基础功底。这样能才在设计的过程中，知道有哪些方便是需要注意的，哪些零件应该如何设计。而这些与我们已经学过的机械原理，材料力学，机械设计都息息相关。这次设计，也让我们学会了如何运用课本上的知识。刚刚开始设计的那几天，仅仅是照搬课本，照着课本上的例题一步一步的对号入座，设计完一遍，只有手酸的感觉。而对每一步到底是为了什么，是什么功能还是不能够知根知底。具体的思路也不是很明确，但是这段跟无头苍蝇一样的过程也让我学会了一个重要的技能查阅手册。机械设计手册是一个设计者最重要的工具。记得一次在网上看见一个人提了一个有关机械方面的问题，回答的答案都是查手册。不会查手册的都不敢说自己是学机械的。手册提供了我们很多的资料数据，标准化的零件尺寸设计也方便了我们的设计以及零件的通用性。而查阅手册也是每一个机械人必须要掌握的技能。在一段时间的设计以后，我的思路也明细起来，机械设计的课本也被我翻得破破烂烂的。但是收获也是非常的明显，比如齿轮，轴的设计过程中计算出的结果应该满足一定的要求，这样减速器的整体结构才能正常的工作。起初我所计