机械课程设计.docx

机械课程设计.docx

《机械课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械课程设计.docx（21页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

机械课程设计

课程设计报告

课程名称:

机械设计课程设计

设计题目：

带式输送机传动装置

系别：

机电工程系

专业：

机械设计制造及其自动化

班级：

学生姓名:

学号:

起止日期:

2013年12月24日~2014年1月7日

教研室主任：

指导教师评语：

指导教师签名：

年月日

成绩评定

项目

权重

成绩

1、设计过程中出勤、学习态度等方面

0.2

2、课程设计质量与答辩

0.5

3、设计报告书写及图纸规范程度

0.3

总成绩

教研室审核意见：

教研室主任签字：

年月日

教学系审核意见：

主任签字：

年月日

目录

1设计任务书

2前言

3传动方案的分析和拟定（附传动方案简图）

4电动机的选择

4.1电动机功率选择

4.2电动机转速选择

4.3总传动比计算和分配各级传动比

5传动装置运动和动力参数计算

5.1各轴转速的计算

5.2各轴功率的计算

5.3各轴扭矩的计算

6传动零件的设计计算

6.1高速级齿轮传动的设计计算

6.2低速级齿轮传动的设计计算

7轴的设计计算

7.1高速轴最小轴径计算

7.2低速轴的设计计算

7.2.1低速轴的结构设计

7.2.2低速轴的弯扭组合强度校核

7.3中间轴的设计计算

8滚动轴承的选择和计算

8.1高速轴和中间轴上滚动轴承的选择

8.2低速轴上滚动轴承的选择和计算

9联轴器的选择

9.1输入轴联轴器的选择

9.2输出轴联轴器的选择

10键联接的选择和计算

10.1高速轴和中间轴上键联接的选择

10.2低速轴上键联接的选择和计算

11润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择

11.1润滑方式

11.2润滑油牌号

11.3密封装置

12减速器附件的选择（含视孔盖和窥视孔；放油孔和螺塞；油标；通气孔；起盖螺钉；定位销；吊环等的选择）

13总结与思考

致谢

参考资料

附录：

1.XXXXX

2.XXXX

1、机械设计课程设计任务书

题目带式输送机传动装置

设计者谭兆郭念时刘帆于勇平

指导教师李碧波肖永涛

班级机自三班

设计时间2013年12月24日~2014年01月07日

1.1系统简图

图1带式输送机的传动装置简图

1、传动滚筒；2、皮带运输机；3、联轴器；4、减速器；5、电动机；6、三角带传动

1.2传动方案：

电机→两极圆柱齿轮（直齿或斜齿）减速器→链传动→工作机 

1.3设计参数：

输送带的牵引力F，（KN） 

1.6

输送带的速度v,（m/s） 

1.6

提升机鼓轮的直径D，（mm）

240

1.4设计要求：

1.输送机运转方向不变，工作载荷稳定 

2.输送带鼓轮的传动效率取为0.97 

3.工作寿命为8年，每年300个工作日。

每工作日16小时 

1.5任务要求：

1.减速器装配图一张

2.零件图2张

3.设计说明书一份

前言

机械设计的发展程度，机械工业的生产水平是一个国家现代化建设水平的主要标志之一，为了更好地运用、研究、发展机械，学习和掌握一定的机械设计基础知识是非常重要的

机械设计课程主要介绍联接零件（包括螺栓联接、键联接等），传动零件（包括齿轮传动、涡轮传动和带传动），轴系零件（包括轴，轴系，联轴器和离合器）。

以及其它零件的设计。

该课程联系比较广，将其他的课程的知识紧密联系在一起。

而如今带传动应用广泛，带传动课程设计让我们更加了解设计应该要掌握那些基础知识。

1、传动方案的分析

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成

二、电动机选择

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

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.885

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=1600×1.6/（1000×0.885）

=2.893KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/（πD）

=60×1000×1.6/（π×240）

=127.32r/min

按手册P7表1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I’a=3~5。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比此时时范围为I’a=6~20。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~20）×127.32=763.92~2546.4r/min符合这一范围的同步转速有750、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：

因此有三种传支比方案：

如指导书P15页第一表。

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2方案比较适合，则选n=1000r/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Y132S-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，满载转速960r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/127.32=7.54

2、分配各级传动比

（1）据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=3（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=7.54/3=2.51

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

n0=n电机=960r/min

nI=n0/i带=960/2.51=382.5（r/min）

nII=nI/i齿轮=127.5（r/min）

nIII=nII=127.5（r/min）

计算各轴的功率（KW）

P0=P工作=2.893KW

P

=P0η带=2.893×0.96=2.7773KW

P

=P

×η齿×η承=2.64KW

P

=P

×η承×η联=2.64×0.98×0.99

=2.037（2.561）KW

3计算各轴扭矩（N·mm）

4To=9550×P0/n0=9550×2.893×1000/960=28.78N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.7773×1000/382.5

=69.34N·m

T

=9550×P

/n

=9550×2.64×1000/127.5

=197.74N·m

TIII=9550×PIII/nIII

=95502.561×1000/127.5

=191.82N·m

将运动和动力参数计算结果整理后列于下表：

表3运动和动力参数表

参数

轴名

电动机轴

Ⅰ轴

Ⅱ轴

卷筒轴

转速n/r•min-1

960

382.5

127.5

127.5

功率P/kw

2.893

2.7773

2.64

2.561

转矩T/N•m

28.78

69.34

197.74

191.82

传动比i

2.51

3

1

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V选带截型

由课本P83表5-9得：

kA=1.1

PC=KAP=1.1×2.893=3.182KW

由课本P82图5-10得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm

则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2·dd1=960/382.5×100=251mm

由课本P74表5-4，取dd2=250mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/250

=384r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（382.5-384）/382.5

=0.0039<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000

=π×100×960/60×1000

=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+250）≤a0≤2×（100+250）

所以有：

245mm≤a0≤700mm取500mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+π/2（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+250）+（250-100）2/4×500

=1560.75mm

根据课本P71表（5-2）取Ld=1550mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+（1550-1560.75）/2

=494.625mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30

=1800-（250-100）/494.625×57.30

=1800-19.390

=162.620>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P1=0.97KW△P1=0.11KW

Kα=0.96KL=0.98

得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=3.182/【（0.97+0.08（0.11））×0.96×0.98】

=3.131）圆整为4根

（6）计算轴上压力

由课本表查得q=0.105kg/m，单根V带的初拉力：

F0=[500PC/（ZV）]×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.182）/（4×5.03）]×（2.5/0.96-1）+0.105×5.032N

=129.51N

则作用在轴承的压力FQ，

FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×4×129.51sin（162.620/2）

=1024.19N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~280HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度240HBS；根据表选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

由式（6-15）

确定有关参数如下：

传动比i齿=3

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=3×20=60

实际传动比I0=60/20=3

传动比误差：

（i-i0）/I=（3-3）/3=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=3

由表取φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.7773/382.5

=69341.74N·mm

（4）载荷系数k

取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本查得：

σHlimZ1=600MpaσHlimZ2=550Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×382.5×8×2×300×10

=11×108

NL2=NL1/i=2.11×108/3=36×107

由课本查得接触疲劳的寿命系数：

KNT1=0.91KNT2=0.95

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1KNT1/SH=600×0.91/1.0Mpa

=546Mpa

[σH]2=σHlim2KNT2/SH=550×0.95/1.0Mpa

=522.5Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1×69341.74×（3+1）/0.9×3×522.52]1/3mm

=55.18mm

模数：

m=d1/Z1=55.18/20=2.759mm

根据课本表取标准模数：

m=2.75mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.75×20mm=55mm

d2=mZ2=2.75×60mm=165mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×55mm=49.5mm

取b=50mmb1=55mmb2=b1-5=50mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=60由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.34YSa2=1.73

（8）许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由设计手册查得：

σFlim1=500MpaσFlim2=380Mpa

由课本10-22查得弯矩疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.90，

按一般可靠度选取安全系数SF=1.4

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=KFN1σFlim1/SF=0.85×500/1.4=303.57MPa

[σF]2=KFN2σFlim1/SF=0.90×380/1.4=244.29MPa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=2kT1/（bm2Z1）YFa1YSa1

=2×1×69341.74/（55×2.752×20）×2.8×1.55Mpa

=72.35<[σF]1

σF2=2kT1/（bm2Z2）YFa2YSa2

=2×1×69341.74/（50×2.752×60）×2.34×1.73Mpa

=24.75<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2.75/2（20+60）=110mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/（60×1000）=3.14×55×120.3/（60×1000）

=0.35m/s

六、轴的设计计算

输入轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据设计手册例题，并查表10-2，取A0=115

d≥115（2.7773/382.5）1/3mm=22.27mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=21.05×（1+5%）mm=23.38

∴选d=23mm

2、轴的结构设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

I段：

d1.1=23mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d1.21=d1+2h=23+2×2×1.5=29mm

考虑应便于轴承的拆卸，将该段设计成阶梯形

取d1.22=30mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,

宽度为16mm.

L2=（+20+16+35）=71mm

段直径d1.3=35mm

L3=20mm

Ⅳ段直径d1.4=35mm

长度与右面的相同，即L1.4=20mm

Ⅴ段直径d1.5=30mm.长度L1.5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求该轴上齿轮分度圆直径：

已知d1=55mm

②求转矩：

已知T1=69341.74N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T1/d1=69341.74/27.5=2521.52N

④求径向力Fr`

Fr=Ft·tanα=2521.52×tan200=917.75N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=55.5mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=458.875N

FAZ=FBZ=Ft/2=1260.76N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=458.875×55.5=25.468N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）C:

\Users\Administrator\Desktop\图片11.jpgC:

\Users\Administrator\Desktop\图片11.jpg

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1260.76×54.5=68.711N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（25.4682+68.7112）1/2=73.279N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=69.34N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[73.2792+（1×69.34）2]1/2=100.89N·m

（7）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d33）=100.89/（0.1×353）

=23.53MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据设计手册表取A0=115

d≥A0（P2/n2）1/3=115（2.64/127.5）1/3=31.58mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=31.58×（1+5%）mm=33.159

取d=35mm

2、轴的结构设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

工段：

d2.1=35mm长度取L2.1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2.2=d1+2h=35+2×2×1.5=41mm

∴d2.2=40mm

初选7208c型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长55mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

L2.2=（2+20+18+55）=95mm

段直径d2.3=47mm

L2.3=b2-2=50-2=48mm

Ⅳ段直径d2.4=53mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d2.4=d2.3+2h=47+2×3=53mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（40+3×2）=46mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为46mm

Ⅴ段直径d5=40mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=106mm

（3）按弯扭复合强度计算

①求该轴上齿轮分度圆直径：

已知d2=165mm

②求转矩：

已知T2=197.74N·m

③求圆周力Ft：

Ft=2T3/d2=2×197.74×103/165=2396.85N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=2396.85×0.36379=871.95N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=53mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=871.95/2=435.97N

FAZ=FBZ=Ft/2=2396.85/2=1198.43N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=435.97×53=23.11N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1198.43×53=63.52N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（23.112+63.522）1/2

=67.59N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT2）2]1/2=[67.59）2+（1×197.74）2]1/2

=208.97N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d2.3）=275.06（208.97）/（0.1×473）

=20.13Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

七、滚动轴承的选择及校核计算

根据根据条件，轴承预计寿命

16×365×8=48720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.2r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=500.2N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

轴承内部轴向

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N

（3）求系数x、y/

FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63

FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63

根据课本表得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=750.3N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/458.2×（1×23000/750.3）3

=1047500h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=76.4r/min

Fa=0FR=FAZ=903.35N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=