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课程设计

箱体结构设计

1.减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖式结构为了保证齿轮佳合质量。

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大于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6.3∀

3.机体结构有良好的工艺性

铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。

机体外型简单，拔模方便.

4.对附件设计

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。

F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。

 i=542

设计小结

这次关于带式运输机上的单级展开式圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。

通过两个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。

1．机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融《机械制图》、《机械设计基础》、《工程力学》、《机械制造》、《CAD制图》等于一体，使我们能把所学的各科的知识融会贯通，更加熟悉机械类知识的实际应用。

2．这次的课程设计,对于培养我们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的理论,结合生产实际反系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等方面有重要的作用。

3．在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。

4．本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。

衷心的感谢老师的指导和帮助。

5．设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。

 i=543

一、电动机的选择

1）选择电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。

2）选择电动机的容量

工作机的有效功率为Pw=F•v=0.9×2.5=2.25kWi=0

从电动机到工作机传送带间的总效率为η。

η=η1•η2•η3•η4•η5=0.96^1×0.99^3×0.97^1×0.99^1×0.96^1=0.859i=1

由《机械设计课程上机与设计》可知：

η1：

V带传动效率0.96

η2：

滚动轴承效率0.99（球轴承）

η3：

齿轮传动效率0.97（7级精度一般齿轮传动）

η4：

联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）

η5：

卷筒传动效率0.96

所以电动机所需工作功率为：

Pd=Pw/η=2.25/0.859=2.62kWi=2

式中：

Pd——工作机实际所需电动机的输出功率，kW；

Pw——工作机所需输入功率。

kW；

η——电动机至工作机之间传动装置的总功率。

3）确定电动机转速

按推荐的传动比合理范围，V带传动≤（2～4），一级圆柱齿轮传动≤5，两级圆柱齿轮传动为（5～40）。

因为nw=v•60/（π•D）=（2.5×60）/（π×400）=119.37r/mini=3

nd=i•nw=（2～20）•119.37=（238.74～2387.4）r/mini=4

所以电动机转速的可选范围为：

（238.74～2387.4）r/mini=5

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/mini=6

电动机。

根据电动机类型、容量和转速，查表选定以下电动机，其主要性能如表格1。

二、确定传动装置的总传动比和分配传动比

1）.总传动比i为

i=nm/nw=960/119.37=8.04i=7

2）.分配传动比

i=i0•i1=8.04i=9

考虑润滑条件等因素，初定

i0——为V型带传动比

i1——为第一组齿轮传动比

i2——为第二组齿轮传动比

当为两级传动时：

i1=（1.3～1.4）•i2取1.4，i0=2

当为一级传动时：

i1=i/i0i0=3

所以经过计算以后可得：

i1=8.04/2=2.68i=12

（1）.各轴的转速

电动机轴：

nm=960r/mini=13

Ⅰ轴：

nⅠ=960/3=320r/mini=14

Ⅱ轴：

nⅡ=320/2.68=119.4r/mini=15

卷筒轴：

nw=nⅡ=119.4/1=119.4r/mini=18

（2）.各轴的输入功率

电动机轴：

Pd=3kWi=19

Ⅰ轴：

PⅠ=Pd•η1•η2=3×0.99×0.96=2.85kWi=20

Ⅱ轴：

PⅡ=PⅠ•η2•η3=2.85×0.99×0.97=2.74kWi=21

卷筒轴：

Pw=PⅡ•η2•η4=2.74×0.99×0.99=2.69kWi=24

（3）.各轴的输入转矩

电动机轴的输出转矩Td为：

Td=9550×Pd/nm=9550×3/960=29.84N•mi=25

电动机轴：

Td=29.84N•mi=26

Ⅰ轴：

TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×2.85/320=85.05N•mi=27

Ⅱ轴：

TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×2.74/119.4=219.15N•mi=28

卷筒轴：

Tw=9550×Pw/nw=9550×2.69/119.4=215.15N•mi=31

三、V带设计

1）求计算功率Pc

查表得Ka=1.2i=32

故Pc=Ka•Pd=1.2×2.62=3.14kWi=33

2）选V带型号

可用普通V带或窄V带，现选以普通V带。

根据Pc=1.2×2.62=3.14kWi=34

nd=960n/mini=35

查图查出此坐标点位于图中A型带i=36

所以现在暂选用A型带i=37

3）求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表dl1应不小于75mmi=38

取（标准）dl1=100mmi=39

dl2=nd/nⅠ•dl1•（1-ε）=960/320×100×（1-ε）=294mmi=40

ε一般为0.02。

查表得取（虽然dl2的大小会影响传动比，但其误差为小于5%i=41

）取标准dl2=300mmi=42

4）验算带速v

v=π•dl1•nd/（60×1000）=π•100•960/（60×1000）=5.03m/si=43

带速在5～25m/s范围内，合适。

5）求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

a0=1.5•（dl1+dl2）=1.5•（100+300）=600mmi=44

取a0=600mmi=45

符合a0=0.7•（dl1+dl2）～2•（dl1+dl2）。

L0=2•a0+π/2•（dl1+dl2）+（dl2-dl1）^2/（4×a0）=2•600+π/2•（100+300）+（300-100）^2/（4×600）=1844.99mmi=46

查《机械设计基础》表13-2，对所选的A型带i=47

所以Ld=2000mmi=48

则中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=600+（2000-1844.99）/2=678i=49

6）验算小带轮包角α1

α1=180°-（dl2-dl1）/a×57.3°=180°-（300-100）/678×57.3°=163.1°i=50

此结果大于120°所以合适

7）求V型带根数z

z=Pc/（（P0+ΔP0）•Ka•KL）

查表得查《机械设计基础》表13-3得

P0=1.14kWi=51

两轮之间的传动比i=dl2/（dl1•（1-ε））=300/（100•（1-0.02））=3.06i=52

查表13-5得ΔP0=0.11i=53

查表13-7得Ka=0.89i=54

查表13-2KL=1.03i=55

由此可得z=3.14/（（1.14+0.11）×0.89×1.03）=2.74i=56

取z=3i=57

8）求作用在带轮轴上的压力FQ

查《机械设计基础》表13-1得q=0.1kg/mi=58

故得单根V带的初拉力

F0=500•Pc/（z•v）•（2.5/Ka-1）+q•v^2=500•3.14/（3•5.03）•（2.5/0.89-1）+0.1×5.03^2=190.74Ni=59

V型带的尺寸大小见表格3

作用在轴上的压力

FQ=2•z•F0•sin（α1/2）=2•3•190.74•sin（163.1°/2）=1132.02Ni=60

四、齿轮的设计

1）齿轮1、2的设计

（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高。

都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。

齿轮精度用8级，轮齿表面精糙度为Ra1.6，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀，考虑传动平稳性，齿数宜可取多些。

由《机械设计基础》表11-1选择齿轮1材料为45钢（调质），硬度为280HBS,σHlim1=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢（正火），硬度为240HBS,Hlim2=380MPa,σFE=320MPa。

由《机械设计基础》表11-5取SH=1.25,SF=1.6。

 i=61

[σH1]=σHlim1/SH=600/1.25=480Mpai=63

[σH2]=σHlim2/SH=380/1.25=304Mpai=64

[σF1]=σHFE1/SF=450/1.6=281.25Mpai=65

[σF2]=σHFE2/SF=320/1.6=200Mpai=66

（2）按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造，取载荷系数为1.5i=67

。

齿宽系数Φd为0.8i=68

对于铸钢ZE取188，ZH取2.5

d1≥（2•K•TⅠ•（i1+1）/（Φd•i1）•（ZE•ZH/[σH]）^2）^（1/3）=（2•1.5•85.05•1000•（2.68+1）/（0.8•2.68）×（188×2.5/480）^2）^（1/3）=74.88mmi=69

齿数取z1=30i=70

则z2=i1•z1=80i=71

模数m=d1/z1=74.88/30=2.5mmi=72

齿宽b=Φd•d1=0.8×74.88=59.9mmi=73

取b1=55mmi=74

b2=45mmi=75

按《机械设计基础》表4-1取m=2.5mmi=76

实际的d1=z1•m=30×2.5=75mmi=77

d2=z2•m=80×2.5=200mmi=78

中心距a=（d1+d2）/2=（75+200）/2=137.5mmi=79

（3）验算齿轮弯曲强度

齿形系数（由《机械设计基础》图11-8和图11-9可得）

YFa1=2.5i=80

YSa1=1.63i=81

YFa2=2.22i=82

YSa2=1.61i=83

σF1=2•K•YFa1•YFa1/（b1•m^2•z1）=2×85.05×1000×1.5×2.5•1.63/（55×2.5^2×30）=100.82Mpa≤[σF1]i=84

σF2=σF1•YFa2•YSa2/（YFa1•YSa1）=100.82×（2.22×1.61/（2.5×1.63））=88.43Mpa≤[σF2]i=85

所以安全的。

（4）齿轮的圆周速度

v1=π•d1•nⅠ/（60×1000）=π×75×320/（60×1000）=1.26m/si=86

对照表11-2选用7级是正确的！

齿轮参数见表格4 i=87

五、轴的设计

1）轴Ⅰ的设计 i=198

圆周力：

Ft1=2TⅠ/d1=2×85.05/0.075=2268Ni=200

径向力：

Fr1=Ft1•tanα=2268•tan20°=825.48Ni=201

轴向力：

Fa1=0Ni=202

2）初步确定轴Ⅰ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅠ/nⅠ）^（1/3）=110×（2.85/320）^（1/3）=22.8mmi=203

由于键槽的影响，故最小直径为：

24mmi=204

显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴Ⅰ的最小最小直径d1=28mmi=205

根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=56mmi=206

3）轴Ⅰ的结构设计

（1）.为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=36.5mmi=207

（2）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

按照工作求并根据d2=36.5mmi=208

查手册选取单列角接触球轴承7009ACi=209

其尺寸为d×D×B=45×75×16mmi=210

故d3=d7=45mmi=211

故l7=B=16mmi=212

（3）.由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=49mmi=213

故l4=53mmi=214

由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d5=57mmi=215

则d6=49mmi=216

则l6=10mmi=217

（4）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。

故l2=76mmi=218

（5）.根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=38mmi=219

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图1 i=220

4）.轴Ⅰ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=111mmi=221

取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=112mmi=222

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=55.5mmi=223

（1）.求垂直面得支撑反力图1-a

F1v=（Fr1*L3-Fa1•d1/2）/L=（825.48×0.0555-0•0.075/2）/0.111=412.74Ni=224

F2v=Fr1-F1v=825.48-412.74=412.74Ni=225

（2）.求水平的支撑反力图1-b

F1H=Ft1•L3/L=2268•0.0555/111=1134Ni=226

F2H=Ft1-F1H=2268-1134=1134Ni=227

（3）.V型带拉力产生的支撑反力图1-c

F1F=FQ•（L2+L）/L=1132.02×（0.112+0.111）/0.111=2274.24Ni=228

F2F=F1F-FQ=2274.24-1132.02=1142.22Ni=229

（4）.绘垂直面得弯矩图图1-d

Mav=F2v•L3=2274.24-1132.02=22.91N•mi=230

M'av=F1v•（L-L3）=412.74×（0.111-0.0555）22.91N•mi=231

（5）.绘水平面的弯矩图图1-e

MaH=F1H•L3=1134×0.0555=62.94N•mi=232

M'aH=F1H•（L-L3）=1134•（0.111-0.0555）=62.94N•mi=233

（6）.带轮拉力产生的弯矩图图1-f

M1F=FQ•L2=1132.02•0.112=126.79N•mi=234

MaF=F2F•L3=1142.22•0.0555=63.39N•mi=235

（7）.求合成弯矩图图1-g

考虑到最不利的情况。

Ma=（Mav^2+MaH^2）^（1/2）+MaF=（22.91^2+62.94^2）^（1/2）63.39=130.37N•mi=236

M'a=（M'av^2+M'aH^2）^（1/2）+MaF=（22.91^2+62.94^2）^（1/2）63.39=130N•mi=237

M1=M1F=126.79N•mi=238

所以危险截面为：

截面ai=239

（8）.求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为

Me=（M^2+（α•TⅠ）^2）^（1/2）取α=0.6.可得：

Me=（130.37^2+（0.6×85.05）^2）^（1/2）=140N•mi=240

（9）.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则

d≥（Me/（0.1•[σ_1b]））^（1/3）=（140/（0.1×60））^（1/3）=28.58mmi=241

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故

d≥1.05×28.58=30.01mmi=242

查看草图说明当初估算的直径是合理。

 i=243

5）.轴Ⅱ的设计 i=244

圆周力：

Ft2=2TⅡ/d2=2×219.15/0.2=2191.5Ni=245

径向力：

Fr2=Ft•tanα=2191.5•tan20°=797.64Ni=246

轴向力：

Fa2=0Ni=247

6）初步确定轴Ⅱ的最小直径

材料为45钢，正火处理。

根据《机械设计基础》表14-2，取C=110,于是dmin=C3•（PⅡ/nⅡ）^（1/3）=33mmi=248

由于键槽的影响，故最小直径为：

38mmi=249

显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器（取标准）故轴Ⅱ的最小直径d7=38mmi=250

根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=76mmi=251

7）轴Ⅱ的结构设计

（1）.为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=38mmi=252

（2）.初步选择滚动轴承

因轴承同时受有径向力和轴向力的做用，故选用接触球轴承。

按照工作求并根据d6=38mmi=253

查手册选取单列角接触球轴承7011ACi=254

其尺寸为d×D×B=55×90×18i=255

故d5=d1=55mmi=256

故l1=B=18mmi=257

（3）.由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=60mmi=258

故l4=43mmi=259

由轴肩高度h>0.07d，则轴肩的直径d3=68mmi=260

故d2=59mmi=261

故l2=16mmi=262

（4）.根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求。

故l6=86mmi=263

（5）.根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l5=45mmi=264

至此，已初步确定了轴的各段和长度。

见草图2 i=265

8）.轴Ⅱ的校核

根据两个轴承的位置可确定L=114mmi=266

取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=133mmi=267

取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=57mmi=268

（1）.求垂直面得支撑反力图2-a

F3v=（Fr2•L3-Fa2•d2/2）/L=（797.64×0.057-0×0.2/2）/0.114=398.82Ni=269

F4v=Fr2-F3v=797.64-398.82=398.82Ni=270

（2）.求水平的支撑反力图2-b

F3H=Ft2•L3/L=3652.5×0.057/0.114=1095.75Ni=271

F2H=Ft2-F3H=3652.5-1095.75=1095.75Ni=272

（3）.V型带拉力产生的支撑反力图2-c

F3F=Fw•L2/L=900×0.133/0.114=1050Ni=273

F4F=F3F+Fw=1050+900=1950Ni=274

（4）.绘垂直面得弯矩图图2-d

Mbv=F4v•L3=398.82×0.057=22.73Ni=275

M'bv=F3v•（L-L3）=398.82×（0.114-0.057）=22.73N•mi=276

（5）.绘水平面的弯矩图图2-e

MbH=F4H•L3=1095.75×0.057=22.73N•mi=277

M'bH=F3H•（L-L3）=1095.75×（0.114-0.057）=62.46N•mi=278

（6）.带轮拉力产生的弯矩图图2-f

M4F=Fw•L2=900×112,133=119.7N•mi=279

MbF=F3F•（L-L3）=1050×（0.114-0.057）=59.85N•mi=280

（7）.求合成弯矩图图2-g

考虑到最不利的情况。

Mb=（Mbv^2+MbH^2）^（1/2）+MbF=（22.73^2+62.46^2）^（1/2）+59.85=126.32N•mi=281

M'b=（M'bv^2+M'bH^2）^（1/2）+MbF=（22.73^2+62.46^2）^（1/2）+59.85=126N•mi=282

M4=M4F=119.7N•mi=283

所以危险截面为：

截面bi=284

（8）.求危险截面处的当量弯矩取危险弯矩为M，从截面中发现其当量弯矩为

Me=（M^2+（α•TⅡ）^2）^（1/2）取α=0.6.可得：

Me=（126.32^2+（0.6×219.15）^2）^（1/2）=182.34N•mi=285

（9）.计算危险截面处轴的直径

轴的材料选用45钢，调质处理，由表得σB=650MPa，由表14-3查得[σ_1b]=60MPa,则

d≥（Me/（0.1•[σ_1b]））^（1/3）=（182.34×1000/（0.1×60））^（1/3）=31.21mmi=286

考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故

d≥1.05×31.21=32.77mmi=287

查看草图说明当初估算的直径是合理。

 i=288

六、滚动轴承的校核

 i=376

轴承的预计寿命L'H=48000hi=378

1）轴承1、2的计算

（1）.计算径向反力和轴向反力

FR1=F1v=412.74Ni=379

FR2=F2v=412.74Ni=380

由初步选定的角接触球轴承7009ACi=381