机械设计基础课程设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.docx

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机械设计基础课程设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

机械设计基础课程设计说明书

题目：

带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

课程设计任务书

1．1．设计目的：

__培养学生综合运用《机械设计基础》课程及其它先修课程理论知识和生产实际知识解决工程实际问题的能力，并通过实际设计训练使所学的理论和知识得以巩固和提高。

2．学习和掌握一般机械系统运动方案设计和机械设计的基本方法和程序；培养独立设计能力和协作意识，为后续课程学习和实际工作打基础。

3．进行实际设计工作基本技能的训练，包括技术文件的书写、设计资料（如标准、规范等）的熟悉和运用。

__2．设计内容和要求（包括原始数据、技术参数、条件、设计要求等）：

原始数据、技术参数、条件和设计要求见单列内容。

__3．设计工作任务及工作量的要求〔包括课程设计计算说明书（论文）、图纸、实物样品等〕：

课程设计说明书，是学生对课程设计的总结，内容大致包括：

1．内容一般应包括机构的选型、分析与综合；运动循环图的分析与设计；运动方案的选择与比较；传动零件的计算。

2．说明书应用钢笔（或打印）在规定的纸张上，要求字迹端正、步骤清楚、叙述简明。

3．说明书中，每一自成单元的内容都应有大小标题，使其醒目突出。

4．说明书应加上封面与目录装订成册。

课程设计任务书

4．主要参考文献：

__1．《机械设计基础》，杨可桢主编，高等教育出版社，1999年

2．《机械原理》，孙桓主编，高等教育出版社，2001年。

3．《机械原理课程设计手册》，褚慧君主编，高等教育出版社，1998年。

4.《机械设计基础课程设计》，王昆等主编，高等教育出版社，1995年。

__5．设计成果形式及要求：

设计方案

设计说明书

__6．工作计划及进度：

__2010年5月6日下达设计任务书，学生熟悉设计任务，对设计任务进行分析，查阅相关参考资料；

月日~月日

7月3日~7月18日成绩考核。

课程设计任务书……………………………………2

计算过程及计算说明……………………………………5

一、传动方案拟定……………………………………5

二、电动机的选择……………………………………5

三、运动参数的计算……………………………………6

四、V带传动的设计计算……………………………………6

五、圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………7

六、轴的设计计算……………………………………8

七、滚动轴承的选择计算……………………………………10

八、键的选择计算……………………………………10

九、联轴器的选择……………………………………11

十、润滑油及润滑方式的选择……………………………………11

十一、箱体设计……………………………………11

十二、总结……………………………………12

十三、参考文献……………………………………12

老师批点……………………………………13

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

1、工作条件：

输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。

2、原始数据：

输送带拉力F=950N；输送带速V=1.5m/s；滚筒直径D=240mm。

二、电动机的选择

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：

（1）传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.9×0.992×0.98×0.99×0.9=0.77

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）=950×1.5/（1000×0.77）=1.85KW

1、电动机； 2、三角带传动； 3、减速器；

4、联轴器； 5、传动滚筒； 6、运输平皮带

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.5/π×240

=119r/min

按老师推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围3＜I齿轮＜6，取V带传动比2＜I带＜4，则总传动比理时范围为6＜I总＜24，故电动机转速的可选范围为nd=I总×n筒=（6~24）×119=714~2856r/min。

符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

因此有两种传支比方案：

由《机械设计手册》查得。

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，可见第二方案比较适合，则选n=1500r/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Y100L1-4。

其主要性能：

额定功率：

2.2KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2N·m.

三、运动参数的计算

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=1420/119=12

2、分配各级伟动比

（1）据指导书，取齿轮i带=3

（2）由i总=i齿轮×i带，则i齿轮=i总/i带=12/3=4

3、计算各轴转速（r/min）

nd=n电机=1420r/min

n1=nd/i带=1420/3=473（r/min）

n2=n1/i齿轮=473/4=119（r/min）

nw=n筒=119r/min

4、计算各轴的功率（KW）

Pd=1.85KW

P1=Pd×η带=1.85×0.9=1.665KW

P2=P1×η轴承×η齿轮=1.665×0.99×0.98=1.6KW

Pw=P2×η轴承×η联轴器=1.6×0.99×0.99=1.576KW

5、计算各轴扭矩（N·m）

Td=9550×Pd/nd=9550×1.85/1420=12.44N·m

T1=9550×P1/n1=9550×1.665/473=33.62N·m

T2=9550×P2/n2=9550×1.6/119=128.4N·m

Tw=9550×Pw/nw=9550×1.567/119=125.76N·m

四、V带传动的设计计算

1、确定计算功率PC

由课本P218表13-8知：

kA=1.2，故：

PC=KAP=1.2×1.85=2.22KW

2、选V带的型号

根据PC=2.22KW，nd=1420r/min，由课本P219图13-15查得此坐标位于Z型范围内，故：

选用Z型。

3、求大小带轮基准直径d2、d1

由课本P219表13-9，d1应不小于50mm，现选用d1=71mm，故：

d2=d1（1-ε）nd/n1=71×（1-0.02）×1420/473=208mm

由表13-9取d2=212mm。

4、验算带速v

按课本P220公式

v=πd1nw/（60×1000）=π×63×1420/（60×1000）=5.28m/s

带速在5-25m/s的范围内，合适。

5、求V带基准长度Ld和中心矩a

初步选取中心距

a0=1.5（d1+d2）=1.5×（71+212）=424.5mm

取a0=450mm，符合0.7（d1+d2）＜a0＜2（d1+d2）。

由课本P205式（13-2）得带长：

L0≈2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4a0）

=2×450+π×（71+212）/2+（212-71）2/（4×300）≈1361mm

由课本P212表13-2，Z型带的基准长度Ld=1400mm。

由课本P220式（13-16）计算实际中心距：

a≈a0+（Ld--L0）/2=450+（1400-1361）/2=430.5mm

6、验算小带轮包角α1

由课本P205式（13-1）得：

α1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-（212-71）/430.5×57.30=1610>1200

合适。

7、求V带根数z

由课本P218式（13-15）得：

z=PC/[（P0+△P0）KaKL]

今d1=71mm，nd=1420r/min，查课本P214表13-3得

P0=0.30KW

由nd=1420r/min，i带=3和Z型带，查课本P216表（13-5）得：

△P0=0.03KW

由α1=1610，查课本P217表13-7得：

Ka=0.95。

查课本P213表13-2得：

KL=1.14。

由此可得：

z=2.22/[（0.30+0.03）×0.95×1.14]=6.21

取7根。

8、求作用在带轮轴上的压力FQ

查课本P212表13-1得q=0.06kg/m，由课本P220式（13-17）得单根V带的初拉力：

F0=500（2.5/Ka-1）PC/zv+qv2

=[500×（2.5/0.95-1）×2.22/（7×5.28）+0.06×5.282]N=51N

作用在轴上的压力

FQ=2zF0sin（α1/2）=2×7×51×sin（161°/2）=704N

五、圆柱齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮材料及确定许用应力

由课本P166表11-1，小齿轮用45钢调质，齿面硬度197~286HBS，解除疲劳极限σHlim=600Mpa，弯曲疲劳极限σFE=450Mpa。

大齿轮用45钢正火，齿面硬度156~217HBS，解除疲劳极限σHlim=380Mpa，弯曲疲劳极限σFE=300Mpa。

由课本P171表11-5，取SH=1.0，SF=1.25，

[σH1]=σHlim/SH=600/1.0=600Mpa[σF1]=σFE/SF=450/1.25=360Mpa

[σH2]=σHlim/SH=380/1.0=380Mpa[σF1]=σFE/SF=300/1.25=240Mpa

2、按齿面接触疲劳强度设计

由课本P168表11-2，齿轮按7级精度制造，由课本P169表11-3，取载荷系数K=1.2，由课本P175表11-6，取齿宽系数φd=1.2，且已知齿轮的传动比i=4，小齿轮上的转矩：

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×1.665/473=33617N·mm

由课本P171表11-4，取弹性系数ZE=189.8，由课本P171式（11-3）

d1≥（2KT1（u+1）ZE2ZH2/φdu[σH]2）1/3

=（2×1.2×33617×（4+1）×189.82×2.52/1.2/4/3802）1/3=58.5mm

齿数取z1=20，z2=80，故：

模数m=d1/z1=58.5/20=2.925mm

齿宽b=φdd1=1.2×58.5=70.2mm，取b2=70mm，b1=75mm

由课本P57表4-1取m=3，实际的d1=60mm，d2=240mm

中心距a=（d1+d2）/2=（60+240）/2=150mm

3、验算轮齿弯曲强度

由课本P137图11-8齿形系数YFa1=2.92，YFa2=2.23由课本P174图11-9修正系数YSa1=1.56，YSa2=1.77。

由课本P172式（11-5）

σF1=2KT1YFa1YSa1/（bm2z1）

=2×1.2×33617×2.92×1.56/（70×32×20）=8.2MPa＜[σF1]=360Mpa

σF1=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1

=8.2×2.23×1.77/2.92/1.56=7.1Mpa＜[σF2]=240Mpa

都安全。

4、齿轮的圆周速度

v=πd1n1/（60×1000）=π×60×473/（60×1000）=1.49m/s

5、几何尺寸综合

分度圆直径d1=60mm，d2=240mm。

中心距a=150mm。

齿轮宽度b2=70mm，b1=75mm。

六、轴的设计计算

1、轴的结构和材料设计

根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。

选取轴的材料为45#钢，调质处理。

查课本P241表14-1得，强度极限σB=650MPa，屈服极限σs=360MPa，弯曲疲劳极限σ-1=300MPa。

由课本P246表14-3得，对称循环状态下的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa。

2、两轴的功率P、转数n和转矩T

P1=1.665kWn1=473r/minT1=33.62N·m；

P2=1.6kWn2=119r/minT2=128.4N·m。

3、作用在齿轮上的力

由课本P168式（11-1）得，圆周力

Ft1=2T1/d1=2×33.62×103/60=1121NFt2=1070N

由课本P168式（11-1a）得，径向力

Fr1=Ft1tanα=1121×tan200=408NFr2=390N

由于齿轮为圆柱直齿轮，故轴向力

Fa1=Fa2=0

4、确定轴的直径和长度

由课本P245表14-2，取C=112，由课本P245式（14-2）得

d1≥C（P1/n1）1/3=112×（1.665/473）1/3=17.04mm

d2≥C（P2/n2）1/3=112×（1.6/119）1/3=26.63mm

考虑到有键槽，d2=1.05×26.63=27.96mm。

取d1=18mm，d2=28mm。

取L=110mm。

5、轴的强度校核（校核低速轴2）

（1）垂直面支承反力与水平面支承反力

F1v=（FrL-Fad2）/2L=195NF2v=195N

F1H=F2H=Ft/2=1070/2=535N

（2）垂直面与水平面的弯矩

MaV=F2vL/2=195×0.11/2=10.725N·mMaV‘=F1vL/2=10.725N·m

MaH=F1HL/2=535×0.11/2=29.425N·m

（3）合弯矩

Ma=（MaV2+MaH2）1/2=（10.7252+29.4252）1/2=31.32N·m

（4）轴传递的转矩

T=Ftd2/2=1070×0.028/2=14.98N·m

（5）危险截面的当量弯矩

轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数α=0.6

Me=（Ma2+（αT）2）1/2=（31.322+（0.6×14.98）2）1/2=32.58N·m

（6）校核

由课本P247式（14-6）

d≥（Me/0.1[σ-1b]）1/3=（32.58×1000/0.1×60）1/3=17.58mm＜28mm

安全。

七、滚动轴承的选择计算

1、轴承的选择

由于轴承只承受径向荷载，故选用深沟球轴承。

参照《机械设计基础课程设计指导书》附录5附表5-1，6208两对，其基本额定动荷载Cr2=29.5kN，径向额定静荷载Cr0=18.0kN。

2、当量动荷载计算

轴承的径向荷载Fr1=408N，Fr2=390N；轴向荷载Fa1=Fa2=0。

查课本P280表16-11得，X=1，Y=0，由课本P279式（16-4）

P1=XFr1+YFa1=408NP2=390N

3、轴承寿命校核

根据条件，轴承预计寿命

Lh=16×300×10=48000小时

由课本P279表16-8，取ft=1；由课本P279表16-9，取fP=1.5。

球轴承的寿命指数ε=3。

由课本P279式（16-3）得

Lh=

=106×[29.5×103]3/[60×119×（1.5×390）3]

=1795975h＞48000h

预期寿命足够。

八、键的选择计算

所用的键连接都采用平键连接。

查《机械设计基础课程设计指导书》附录4附表4-1，对于在齿轮连接处的键，取公称尺寸b×h=8mm×7mm，即键8×30，键槽用键槽铣刀加工。

对于在低速轴与联轴器间的键，高速轴与V带间的键，取公称尺寸b×h=8mm×7mm，即键8×30，键槽用键槽铣刀加工。

选用45钢，查课本P158表10-10，许用挤压应力[σp]=100MPa。

已知：

转矩T=128.4×103N·mm，轴径d=28mm，键高h=7mm，键长l=30mm，由课本P158式（10-24）

σp=4T/dhl=4×128.4×103/（28×7×30）=87MPa＜[σp]=100MPa

合格。

九、联轴器的选择

由于转矩变化很小，查课本P291表17-1，取KA=1.3，由课本P291式（17-1）得，联轴器的计算转矩

Tc=KAT=1.3×128.4=166.92N·m

按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查《机械设计基础课程设计指导书》附录6附表6-4，选用TL6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250N·m，许用转速n=3800r/min。

Y型轴孔，A型键槽，轴孔长度L=82mm。

联轴器的孔径d2=35mm。

十、润滑油及润滑方式的选择

由于齿轮的圆周速度v=1.49m/s＜12m/s，故采用浸油润滑。

圆柱齿轮浸在油中的深度H应该在10mm～30mm。

查课本P258表15-2，润滑油选用L-AN46。

由于轴的直径与转速之积小于（1.5～2）×105，故对轴承采用脂润滑，填入轴承室的润滑脂通常填满其空间的1/3～1/2。

查《机械设计基础课程设计指导书》附录7附表7-2，润滑脂选用ZL-3。

十一、箱体设计

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

机盖壁厚

δ1

机座凸缘厚度

机盖凸缘厚度

机座底凸缘厚度

地脚螺钉直径

地脚螺钉数目

轴承旁联结螺栓直径

机盖与机座联接螺栓直径

联轴器螺栓d2的间距

150

轴承端盖螺钉直径

窥视孔盖螺钉直径

定位销直径

df，d1,d2至外机壁距离

26,22,16

df，d2至凸缘边缘距离

25,15

轴承旁凸台半径

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

外机壁至轴承座端面距离

100

大齿轮顶圆与内机壁距离

△1

大齿轮端面与内机壁距离

△2

机盖、机座肋厚

m1,m

10，10

轴承端盖外径

130，130

轴承端盖凸缘厚度

轴承旁联接螺栓距离

尽量靠近，以Md1和Md2互不

干涉为准，一般s=D2

十二、总结

通过本次课程设计，使自己对所学的这门课程和工程制图进一步加深了理解，对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。

同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离，在今后还需要继续学习和实践。

本设计由于时间紧张，在设计中肯定会有许多欠缺，若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。

但作为一次练习，确实给我们带来了很大的收获，设计涉及到机械、电气等多方面的内容，通过设计计算、认证、画图，提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。

总之，本次设计让我受益非浅，各方面的能力得到了一定的提高。

十三、参考文献

1、《机械设计基础课程设计指导书》，黄泽深、沈利剑主编，北京大学出版社。

2、《工程制图》，左宗义、冯开平主编，华南理工大学出版社。

3、《机械设计基础》第五版，杨可桢、程光蕴、李仲生主编，高等教育出版社。

η总=0.77

P工作=1.85KW

n滚筒

=119r/min

电动机型号：

Y100L1-4

i总=11.97

据手册得

i齿轮=4

i带=3

nd=1420r/min

n1=473r/min

n2=119r/min

nw=119r/min

Pd=1.85KW

P1=1.665KW

P2=1.6KW

Pw=1.576KW

Td=12.44N·m

T1=33.62N·mT2=128.4N·m

Tw=125.76N·m

PC=2.22KW

带型：

Z型

d1=71mm

d2=212mm

V=5.28m/s

a0=450mm

Ld=1400mm

a=430.5mm

α1=1610

Z=7

F0=51N

FQ=704N

材质：

45#钢

σHlim1=600Mpa

σHlim2=380Mpa

[σH1]=600Mpa

[σH2]=380Mpa

T1=33617N·mm

z1=20，z2=80

b2=70mm

b1=75mm

m=3

d1=60mm

d2=240mm

a=150mm

V=1.49m/s

Ft1=1121N

Ft2=1070N

Fr1=408N

Fr2=390N

Fa1=Fa2=0

d1=18mm

d2=28mm

深沟球轴承6208，其尺寸d×D×B=40mm×80mm×18mm

Lh=48000h

平键8×30三个

TL6型弹性套柱销联轴器

齿轮浸油润滑

L-AN46

轴承脂润滑

ZL-3

指导教师评语：

课程设计报告成绩：

，占总成绩比例：

课程设计其它环节成绩：

环节名称：

，成绩：

，占总成绩比例：

环节名称：

，成绩：

，占总成绩比例：

环节名称：

，成绩：

，占总成绩比例：

总成绩：

指导教师签字：

年月日

本次课程设计负责人意见：

负责人签字：

年月日

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