机械设计课程设计理糖推送机的传动装置设计.docx
《机械设计课程设计理糖推送机的传动装置设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计理糖推送机的传动装置设计.docx（19页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
机械设计课程设计理糖推送机的传动装置设计
机械设计基础课程设计
设计计算说明书
设计题目：
理糖推送机的传动装置设计
一、设计任务书………………………………………………1
二、传动方案修改……………………………………………2
三、总体设计计算……………………………………………3
1.电机型号选择
2.各级传动比分配
3.各轴的运动参数和动力参数（转速、功率、转矩）计算
四、蜗轮传动设计计算………………………………………4
五、齿轮传动设计计算………………………………………5
六、齿轮传动设计计算………………………………………7
七、链轮传动设计计算………………………………………7
八、轴系零件设计计算………………………………………8
1.高速轴的设计计算与校核
（初估各轴最小直径、受力、弯矩、强度校核、刚度校核等）
2.滚动轴承的选择与寿命校核计算
3.键连接的强度校核计算
4.联轴器的选择
九、润滑和密封方式的选择………………………………11
十、箱体及附件的结构设计和选择………………………12
十一、设计总结…………………………………………12
参考文献……………………………………………………13
一、设计任务书
1、设计课题——理糖供送机构传动系统
如图所示，在原训练课题系统传动方案的基础上，对带传动、蜗杆传动、齿轮传动、链传动重新进行设计计算，并对蜗杆、齿轮传动、主动链轮进行闭式结构设计。
设备工作条件为室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。
2、设计任务与要求
课程设计要求选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。
对齿轮传动进行设计计算，选择联轴器，对减速器进行结构设计。
原始数据：
Ⅱ轴执行机构：
400W，255r/min
Ⅴ轴执行机构：
500W，62r/min
Ⅳ轴执行机构：
100W，60r/min
硬齿面标准斜齿轮，焊接箱体。
具体任务量要求如下：
1）齿轮减速器装配图一张（A0）；
2）轴类零件和盘类零件图各一张；
3）设计计算说明书一份。
二、传动方案修改
设计过程及计算说明
三、总体设计计算
1、电机型号选择
（1）电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
（2）电动机功率选择：
η带=0.94η轴承=0.99η齿轮=0.96η联轴器=0.96
η双头蜗杆=0.75η链轮=0.90
电机所需的工作功率：
P0=
=1328.25W
Pm=（1.1~1.3）P0=1328.28~1726.725W
初步选定Ped=1500W
（3）确定电动机转速：
按手册推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i’a≤6。
V带传动比i1’=2~4，双头蜗杆蜗轮i’=14~30故电动机转速的可选范围为n’d=1736~6120r/min。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=2840r/min 。
（4）确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y90S-2。
其主要性能：
额定功率：
1.5KW，满载转速2840r/min，额定转矩2.2N·m。
2、分配各级的传动比
据Ⅰ轴转速710~1420r/min，则蜗杆i=11.5—23，蜗轮齿数为23~46，查《机械设计》表11-1，取蜗杆头数z1=2，据经验取传动比i=20.5。
i带=2840÷（62×20.5）≈2.23
Ⅰ轴与Ⅱ轴间齿轮传动比i=2840÷2.23÷255≈4.98（取5）
Ⅱ轴与Ⅲ轴之间链传动比i齿轮=255÷60=4.25
3、各轴运动参数及动力参数计算
设电动机轴为0轴，减速器高速轴为Ⅰ轴，低速轴为Ⅱ轴。
（1）计算各轴转速（r/min）
n0=n电机=2840r/min
nI=n0/i带=2840/2.23≈1271（r/min）
n
=255（r/min）
（2）计算各轴的功率（KW）
P0=P工作=1.5KW
P
=P0×η带=1.5×0.94=1.41KW
Ⅰ轴上功率分配蜗杆约为750W，小齿轮约为645W
P
=P小齿轮×η齿轮=645×0.96=562W
（3）计算各轴扭矩（N·mm）
TⅠ=9550×PⅠ/nⅠ=9550×1.41/1271=10.5944N·m
TⅡ=9550×P
/n
=9550×0.62/255=23.2196N·m
TⅢ=9550×PⅢ/n
=9550×0.162/60=25.7856N·m
T
=9550×PⅤ/n
=9550×0.562/62=86.566N·m
四、蜗轮蜗杆传动设计计算
1、选择蜗杆传动类型
根据GB/T10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）
2、选择材料
考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45号钢，因希望较高的效率、较好的耐磨性，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45~55HRC。
蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。
为节约有色金属，仅轮齿部分用青铜铸造，轮芯用HT100制造。
3、按齿面接触强度进行设计
根据闭式蜗杆传动设计准则，先按齿面接触强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。
（1）确定作用在涡轮上的转矩T=9550×0.562/62=86.566N·m
（2）确定载荷系数K
因工作载荷较稳定，取Kβ=1，查《机械设计》表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，取KV=1.05，故K=KβKAKV=1.21。
（3）确定接触系数Zρ
由《机械设计》图11-18查得Zρ=2.8
（4）确定弹性影响系数ZE
因选用的是铸锡磷青铜蜗环和钢蜗轮匹配，故ZE=180Mpa1/2
（5）确定许用接触应力
根据蜗轮技术要求可查《机械设计》表11-7基本需用应力[σH]′=180Mpa，应力循环次数
N=60jn2Lh=60×1×62/20.5×8×365×24=1.27×107
寿命系数KHN=
=0.97
[σH]=KHN[σH]′=174.6MPa
（6）计算中心距
a≥
=88.35
取中心距100，因i=20.5，从表11-2中取模数m=4，蜗杆分度圆d1=40mm,d1/a=0.4，由表查得Z'E=2.74，因为Z'ρ﹤Zρ，以上计算故可用。
4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸
（1）蜗杆
轴向齿距Pa=12.57mm，齿顶圆直径da1=48mm，齿根圆直径df1=31.6mm，齿宽b1≥m（8+0.06z2）+25=67，取68mm，蜗杆轴向齿厚Sa=6.28mm，分度圆导程角11°18′36″，直径系数q=10。
（2）蜗轮
齿数Z2=41
变位系数x2=-0.5
传动比i=20.5
分度圆直径da2=mz2=164mm
喉圆直径da2=d2+2ha2=168mm
齿根圆直径df2=d2-2hf2=150.4mm
咽喉母圆半径rg2=d-0.5da2=16mm
蜗轮宽度B≤0.75da1=0.75×48=36mm
轴径d=30mm
紧定螺钉外径
d0=0.075~0.12d=2.25~3.6而又需≥5mm，故取d0=5mm，螺钉长度L0=2d0=10mm
d1=1.6~1.8d=48~54，取d1=48mm
L=1.2~1.8d=36~54，取L=40mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度
当量齿数ZV2=
＝
=43.48，查图11-19得
=2.87，
螺旋角系数
=1-γ/140°=1-11.31°/140°=0.9192，查表11-18得[σＦ]′=56MPa，许用弯曲应力[σＦ]=KHN[σＦ]′=0.97×56MPa=54.32MPa，
σF=
MPa≤[σF]，故弯曲强度是满足的。
五、齿轮传动设计计算
1、选择齿轮材料及精度等级
根据设计任务要求，齿轮采用斜齿轮硬齿面。
据表10-1，选大小齿轮材料为40Cr，并经调质，表面淬火，齿面硬度为48~55HRC，精度等级为七级精度。
2、初步选取主要参数
取小齿轮齿数Z1=27，由i齿轮=5，则大齿轮齿数Z2=135，螺旋角β=14°
3、按齿面接触疲劳强度设计
试选Kt=1.6，由图10-30，
＝2.425，由图10-26得εα1=0.74，εα2=0.82，εα=εα1+εα2=1.56，因为大小齿轮均为硬齿面飞对称布置。
所以取φd=0.3
[σH]1=
=0.90×900=810MPa
[σH]2=
=0.95×900=855Mpa
[σH]=﹙[σH]1＋[σH]2﹚/2=832.5Mpa
其中，σHlim1、σHlim2由图10-21e得900Mpa，KHN1、KHN2由图10-19得分别为0.90、0.95。
T1=9550×0.645/1271=4.846N•m。
则
＝22.99mm
V=
=1.529m/s，b=φdd1t=0.3×22.99=6.897mm
mnt=d1tcosβ/z1=22.99cos14/27=0.826mm
h=2.25mnt=2.25×1.013=2.28mm,b/h=3.025
εβ=0.318φdd1tz1tanβ=0.318×0.3×22×tan14=0.523
由图10-8得Kv=1.09，查表10-3得KHα=KFα=1.2，查表10-4得KHβ=1.147
K=KAKVKHαKHβ=1×1.09×1.2×1.295=1.5
d1=d1t
=22.5mm
mn=d1cosβ/z1=22.5cos14/27=0.809mm
4、校核齿根弯曲疲劳强度
KFβ=1.085,KFα=1.2,则K==KAKVKFαKFβ=1×1.09×1.2×1.085=1.419
由图10-20得σFE1=σFE2=620MPa
[σF]1=
[σF]2=
查表10-5得YFa1=2.97,YFa2=2.21,YSa1=1.52,YSa2=1.775
YFa1YSa1/[σF]1=2.97×1.52/376.43=0.01199YFa2YSa2/[σF]2=2.21×1.775/389.7=0.01007
（两者中选取较大者）
mn
=0.737
故取mn=1.5mm。
综合键的强度限制，浸油深度等要求，取d1=40mm，则d2=200mm，a=（d1+d2）/2=120mm，
故取B2=20mm，B1=25mm。
5、大齿轮结构设计
根据《机械课程设计》陈秀宁编，表3-1
d=20mm，B=20mm，d2=200mm，da=203mm，d1=1.6d=32mm
L=（1.2~1.5）d=24~30＞B，取24
D1=da-10mn=188mm
D0=0.5（D1+d1）=110mm
d0=0.25（D1-d1）=39mm
C=0.3B2=6mm
六、带轮设计
1、基本参数的确定
计算功率：
Pc=KAP=1.1×1.5KW=1.65KW，其中查《机械设计》表8-7有KA=1.1，
选V带型号：
查《机械设计》图8-10，由Pc和n0=2840r/min确定选择Z带，
由表8-6、8-8，取小带轮基准直径d1=71mm，据传动比i=2.23有，d2=158.33，按表8-8取标准值d2=160mm，i=d2/d1=2.25，传动比误差在允许范围内。
验算带速：
v=
=
=10.55m/s，属于5~25m/s区间，
初选中心距0.7（d1+d2）=161.7≤a0≤2（d1+d2）=462，初选300mm
初选中心距L0≈
=969.27mm，由表8-2取基准长度Ld=1000mm，
实际中心距a≈a0+（Ld-L0）/2=315mm，
验算包角：
符合要求，
查表8-4a单根V带基本额定功率P0=0.5KW，由于i≠1查表8-4b得ΔP0=0.04KW，查表8-5得Kα=0.96，查表8-2得KL=1.06，则V带根数Z=
。
2、大带轮结构设计
参照《机械设计》图8-14c进行设计
dd=160，φ=40°，Z=3，bp=8.5，f=8，e=12，ha=2，hf=7，
da=dd+2ha=164mm，
D1=da-2（h+δ）=128mm，其中，h=ha+hf=9mm，δ取9mm，
轴径d=14mm，d1=（1.8~2）d=（25.2~28）mm，取28mm，
B=2f+（Z-1）e=40mm，L=（1.5~2）d=21~28，取24mm，
S=C′=（1/7~1/4）B=5.7~10，取10mm
七、链轮传动设计
1、基本参数设计
选取小链轮的齿数Z1=17，则Z2=iZ1=4.25×17=73，
n2=255r/min，P=180W
查表9-6得KA=1.0，KP=1.0，由图9-13查Kz==1.55
确定计算功率：
Pca=
279W
由图9-11得链条型号08A，由表9-1得节距p=12.7mm，
初选中心距a0=（30~50）p=381~635mm，取a0=500mm，
Lp0=
，圆整后得Lp=126mm，
链速v=
=0.92m/s，根据链速选择滴油润滑。
2、小链轮结构设计
查表9-1，b1=7.85,bf1=0.93b1=7.3mm，d=
=69mm,
齿顶圆damin=d+p（1-1.6/z）-d1=72.58mm,damax=d+1.25p-d1=76.955mm
齿根圆df=d-d1=61.08mm
齿高hamin=0.5（p-d1）=2.39mm,hamax=0.625p-0.5d1+0.8p/z=3.38
h2=12.07
最大凸缘直径dg=
八、轴系零件设计计算
1、高速轴（Ⅰ轴）的设计计算
（1）选择材料和热处理方法
选用45钢调质处理，硬度217~255HBS。
（2）按扭矩初算轴径
P=1.41Kw，n=1271r/min。
查表15-3得C=（103～126），
d≥=103～×（1.41/1271）1/3mm=10.6mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
dmin=10.6×（1+5%）=11.2mm
∴选dmin=12mm。
（3）轴的结构设计
从最右端算起：
第一段:
带轮所在处,有带轮结构设计出的轮毂宽度以及键强度限制的长度取d1=14mm,L1=22mm;
第二段:
安装轴承端盖,以及利用轴肩对带轮进行定位,取d2=18mm,L2=41mm;
第三段:
轴承所在处,初选用6004深沟球轴承,其内径20mm,宽度13mm,则d3=20mm,考虑到挡油环的定位以及弹性挡圈的位置,取L3=28mm;
第四段:
利用轴肩对轴承和挡油环进行定位,一直延伸到蜗杆处,取L4=57mm,考虑到定位轴肩的作用,取d4=26mm;
第五段:
蜗杆所在处,根据蜗杆的设计要求,取d5=40mm,L5=68;
第六段:
考虑到非定位轴肩高出1~2mm,取d6=26mm,L6=16mm,长度非严格限制;
第七段:
利用轴肩对溅油轮定位,取d7=24mm,L7=11mm,长度可以和L6相互调节;
第八段:
溅油轮所在处,根据溅油轮而设计,粗略选取d8=18mm,L8=20mm;
第九段:
初选用36203角接触轴承一对,其内径17mm,宽度为12mm,故取d9=17,L9=24;
第十段:
利用圆螺母对轴承进行定位,d10=16mm，L10=16mm；
第十一段:
小齿轮所在处，考虑端盖以及齿轮结构设计的轮毂宽度和键强度长度限制,取d11=12mm,L11=38mm.
（3）轴的强度校核
T1=9550×P1/n=9550×1.41/1271=10.5944N·m;
T2=9550×P2/n=9550×0.645/1271=4.846N·m;
Ft2=2T2/d=242.3N；
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=242.3tan20°/cos14°=90.89N;
Fa2=Ft2tanβ242.3×tan14°=60.41N;
Ft3=2T3/d3=281.7665N；
Fa3=1056.6237N;
Fr3=Fa3tanα=384.5795N;
据轴向手里平衡有FaA=Fa3+Fa3=1117.0337N;
M2=1.2082N·m,M3=21.039N·m;
据XY平面上力矩平衡可计算出:
FrA2=462.7548N,FrB2=-71.1183N（即与图示方向相反）;
据YZ平面上力矩平衡课计算出:
FrA1=338.3425N;FrB1=137.1270N;
综上,蜗杆所在处为危险截面,扭转切应力为脉动循环,α=0.6,
σca=
≈12.96MPa﹤[σ-1]=60MPa故轴
高速轴满足强度要求。
2、滚动轴承的选择及寿命校核计算
FrA1=338.3425N,FrA2=462.7548N,FaA=1117.0337N,则FrA=573.2518N;
FrB1=137.1270N;FrB2=71.1183N,FrB=154.4721N;
据《机械设计》表13-5、13-6取fp=1.5，XA=0.35，YA=0.57，XB=1，YB=0；
PA=fp（XAFrA+YAFaA）=1256.02N（一对轴承受力）;
PB=fp（XBFrB+YAFaB）=231.71N;
对于一对角接触轴承A和深沟球轴承B,查手册取CA=10.8KN,CB=9.38KN,ε=3;
A:
Lh=
≈9年
B:
Lh=
=90年
故两处轴承都能满足8年的寿命要求。
3、键联接的选择及强度校核计算
（1）大带轮处连接键:
轴径14mm,长度22mm
选用键C5×12GB/T1096-2003,k=2.5mm,l=12-2.5=9.5mm,
T=9550P/n=9550×1.41/1271=10.59N·m，
σp=
MPa=63.7MPa≤[σp]=100~120MPa满足强度要求。
（2）大齿轮处连接键:
轴径20mm,长度24mm
选用键6×14GB/T1096-2003,k=3mm,l=8mm,
T=9550P/n=9550×0.62/255=23.22N·m,
σp=
MPa=96.75MPa≤[σp]=100~120MPa满足强度要求。
（3）小齿轮处连接键:
轴径12mm,小齿轮宽度25mm
选用键C4×6GB/T1096-2003,k=2mm,l=6-2=4mm,
T=9550P/n=9550×0.645/1271=4.846N·m,
σp=
MPa=100MPa≤[σp]=100~120MPa满足强度要求。
（4）蜗轮处连接键:
轴径30mm,蜗轮宽度40mm
选用键8×22GB/T1096-2003,k=3.5mm,l=22-8=14mm,
T=9550P/n=9550×0.562/62=86.57N·m,
σp=
MPa=117.7MPa≤[σp]=120MPa满足强度要求。
（5）联轴器处连接键:
轴径14mm,宽度﹥20mm
选用键C5×14GB/T1096-2003,k=2.5mm,l=14-2.5=11.5mm,
T=9550P/n=9550×0.588/255=22.02N·m;
σp=
MPa=109.4MPa≤[σp]=120MPa满足强度要求。
4、联轴器的选择
查《机械设计》表14-1，KA=1.5，Tca=KAT=1.5×9550×0.588/255=33.03N·m,查《机械设计课程设计》陈秀宁编表8-162而选取YL4型凸缘联轴器。
九、润滑与密封方式选择
1、齿轮
圆周速度v=πd1n1/60×1000=3.14×40×1271/（60×1000）=2.66m/s，所以齿轮选用油润滑。
2、蜗轮蜗杆
蜗杆圆分度圆周速度v=πd1n1/60×1000=3.14×40×1271/（60×1000）=2.66m/s,也要选取油润滑。
3、轴承
Ⅰ轴右边轴承d=20，n=1271,dn=2.54×104；
Ⅰ轴左边一对轴承d=17,n=1271,dn=2.16×104；
Ⅱ轴一对轴承d=15,n=255,dn=0.3825×104；
Ⅴ轴一对轴承d=25,n=62,dn=0.155×104；
根据《机械设计》表13-10以上轴承都选用脂润滑。
十、箱体及附件的结构设计和选择
1、箱体的主要尺寸：
因箱体为焊接箱体，故根据焊接工艺要求，选择主要尺寸参数如下：
（1）箱座壁厚δ1=4~6mm取δ1=6mm;
（2）箱盖壁厚δ2=4~6mm取δ2=6mm;
（3）箱体凸缘厚度
箱盖：
b1=1.5δ1=9mm;
箱座：
b2=1.5δ2=9mm;
箱底座：
b2=2.5δ=15m;
（4）加强肋厚
箱座：
m=0.85δ=5.1mm;
箱盖：
m1=0.85δ=5.1mm;
（5）地脚螺钉直径df=0.04a+8=12.8（取12mm）;
（6）地脚螺钉数目n=4（因为a<250）;
（7）轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=8mm;
（8）盖与座连接螺栓直径d2=（0.5~0.6）df=6~7.2（取8mm）;
（9）观察孔盖螺钉d4=（0.3~0.4）df=3.6~4.8（取6mm）;
（10）定位销直径d=（0.7-0.8）d2=5.6~6.4mm;
（11）外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（5～8）mm;
（12）齿轮顶圆与内箱壁间的距离≥10mm。
2减速器附件的选择
（1）通气器
由于工作场所存在粉尘，所以选通气器（一次过滤），采用M12×1.25,参考《机械设计课程设计》陈秀宁编表4-15。
（2）油标
选用M12,参考《机械设计课程设计》陈秀宁编表4-10。
（3）起吊装置
采用箱盖起盖螺钉M8、箱座吊耳、箱盖吊耳。
（4）放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M14×1.5。
十一、设计总结
这次历时三周的机械设计的课程设计是我们上大学以来任务量最大的课程设计,我们占用了很多休息时间才完成这项任务,虽然很累,做得也不算完美，但是我觉得收获巨大。
说实话，《机械设计》这个主修课程我学的不怎么好，但在这次课程设计过程中却完完全全把这本教材翻阅了几遍，不仅如此，还翻旧了好几本其他参考书。
我从来没有过这种迫切地想吸收书本基本知识的感觉。
我觉得课程设计是让我们自主学习的最好途径，因此我对这次课程设计表现出了极大的热情。
课程设计不仅考察了我们的基础知识，而且还是多门课程知识的综合应用，比如《机械制图》、《理论力学》、《材料力学》、《机械原理》、《机械设计》、《互换性测量》，这些课程我都不是特别优秀，但是我努力地综合运用这些课程知识。
除此之外,在完成这项工作的过程中,同学们建立了一种良好的学习氛围。
大家互帮互助，共同学习共同进步，解决了很多问题，同时还虚心向老师请教，因此我们少走了很多弯路。
我们在同一间专用教室进行设计、计算、绘图，没有平常大多数课堂的紧张严肃气氛，同学间的关系也增进了不少。
课程设计是我们迈向社会，从事职业工作前一个必不少的过程。
我们今天认真的进行课程设计，学会脚踏实地迈开这一步，就是为明天能稳健地在社会大潮中奔跑打下坚实的基础。
参考文献
1、《机械设计》教材（第八版），高等教育出版社，濮良贵主编；
2、《机械设计课程设计，浙江大学出版社,陈秀宁、施高义主编；
升级会员 