输送传动装置设计机械设计基础课程设计.docx
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输送传动装置设计机械设计基础课程设计
机械设计基础课程设计
设计计算说明书
题目设计输送传动装置
院系
专业
姓名
年级
指导教师
二零一一年四月
设计输送传动装置
【设计任务书】
题目：
设计输送传动装置
一．总体布置简图如图1
输出轴功率P/KW
4
输出轴转速n/（r/min）
38
传动工作年限（年）
10
工作制度（班/日）
1
工作场所
矿山
批量
大批
二．设计要求：
总传动比误差为±5%，单向回转，轻微冲击。
三．原始数据：
四．设计内容：
1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算；3.V带传动设计计算；4.轴的结构尺寸设计；5.键的选择；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计说明书的编写。
【电动机的选择】
1．电动机类型和结构的选择：
按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2．电动机容量的选择：
工作机所需功率：
Pw＝4kW
电动机的输出功率：
Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝4.88kW
电动机转速的选择：
nw=38r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3—5（查表2.2）
nd＝（i1×i2×i2）nw。
电动机转速范围为684—3800r/min
3．电动机型号确定：
由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定Y132S—4型号的电动机，额度功率为5.5KW，满载转速1440r/min
【计算总传动比和分配传动比】
1．由选定电动机的满载转速nm和输出轴转速nw，总传动比为i=nm/nw，得i=37.89
2．合理分配各级传动比：
V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.6
3．运动和动力参数计算结果列于下表：
项目
电动机轴
轴I
轴II
轴III
转速（r/min）
1201.2
400.4
114.4
38
功率（kW）
4.72
4.53
4.35
4
转矩（N·m）
31.37
90.33
303.52
1005.26
传动比
3
3.5
3.6
效率
0.96
0.96
0.92
【传动件设计计算】
减速器齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮材料为45钢调质，硬度为220—250HBS
大齿轮材材为45钢正火，硬度为170—210HBS
2．因为是普通减速器，由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：
T=69154N·mm
查表11.10得：
载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝30，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.5×30=105。
实际齿数比u=3.5
因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=1
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝560MPaσHlim2＝530MPa
由表11.19查得Sh=1。
N1＝60·n1·j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8
N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8
由表11.26查得Zn1＝1Zn2＝1.05
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝560MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm
m=d1/z1=1.73mm由表11.3取标准模数m=2mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=2×30=60mm
d2=mz2=2×105=210mm
齿宽b=φdd1=1×60=60mm取b2=60mm
则b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.54YF2=2.14
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.63Ys2=1.88
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa
由表11.9查得SF=1.3
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa
故计算出
σF1=21Mpa＜[σF]1σF2=20Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。
7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：
da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。
齿轮零件工作图略。
开式齿轮设计：
1．按表11.8选择齿轮材料
小齿轮选用40Cr合金钢表面淬火，硬度为48—55HRS
大齿轮选用40Cr合金钢调质，硬度为240—260HBS
2．由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3
3．按齿面接触强度设计
确定有关参数与系数：
转矩：
T=230000N·mm
查表11.10得载荷系数K＝1.1
选小齿轮齿数Z1＝20，则大齿轮齿数Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圆整数78。
实际齿数比u=3.9，误差为0.5%＜±5%
因单级直齿圆柱齿轮为不对称布置，又为硬齿面，由表11.19选取φd（齿宽系数）=0.5
4．许应接触应力[σH]：
由图11.23查得σHlim1＝800MPaσHlim2＝720MPa
由表11.19查得Sh=1.1
N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8
N2＝N1/i＝2.05×10e8/3.9=5.26×10e7
由表11.26查得Zn1＝1.11Zn2＝1.25
计算接触疲劳许用应力：
[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa
[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa
试算小齿轮分度圆直径，确定模数：
d1≥76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm
m=d1/z1=3.791mm由表11.3取标准模数m=4mm
5．主要尺寸计算：
分度圆直径d1=mz1=4×20=80mmd2=mz2=4×78=312mm
齿宽b=φdd1=0.5×80=40mm取b2=40mm
则b1=b2+5=45mm
中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm
6．按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，则校核合格。
确定有关系数和参数：
齿形系数YF，查表11.12得YF1=2.81YF2=2.25
应力学整系数Ys，查表11.13得Ys1=1.56Ys2=1.77
许应弯曲应力[σF]
由图11.24查得σFlim1=720MpaσFlim2=250Mpa
由表11.9查得SF=1.5
由图11.25查得YNI=YN2=1
由式（11.16）可得
[σF]1=YNI·σFlim/SF=480Mpa[σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa
故计算出
σF1=173Mpa＜[σF]1σF2=157Mpa＜[σF]2齿根弯曲疲劳强度校核合格。
7．验算齿轮的圆周速度：
V=π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s
由表11.21可知，选9级精度合适
8．几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图：
以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：
da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之间，所以采用腹板式结构。
齿轮零件工作图略。
【V带传动设计】
1．确定功率Pc：
查表9.21得Ka（工作情况系数）=1.1Pc=Ka٠p=4.4KW。
2．选取普通V带型号：
根据Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由图9.13选用A型普通V带。
3．确定带轮基准直径：
根据表9.6和图9.13选取：
dd1=100mm＞dmin=90mm
大带轮基准直径为dd2=（n1/n2）dd1=270mm，按表9.3选取标准直径值dd2=265mm
实际n2转速489.8r/min，误差相对率2%，总误差＜±5%允许。
4．验算带速V：
V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，带速在5-25m/s范围内。
5．确定带的基准长度Ld和实际中心距a：
初定中心距a0=1200mm，
则Ld0：
Ld0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）²/4a0=2963.38mm
查表9.4取基准长度Ld=2800mm
实际中心距a为a≈a0+（ld-Ld0）/2=1118.31mm
中心距变动范围为
amin=a-0.015Ld=1076mmamax=a+0.03Ld=1202mm
6．验算小带轮的包角：
a1=180º-57.3º（dd2-dd1）/a=171º＞120º,合格。
7．确定V带根数z：
确定有关系数和参数
根据dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw
由表9.18查得Ka=0.001275
根据传动比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，
则△P0=Kb·n·（1-1/Ki）=0.18Kw
由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数Ka=0.98
得z≥Pc/（P0+△P0）KaKL=3.24，圆整得z=4
8．求单根V带初拉力：
由表9.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1）+qv²=46.78N.
9．计算带轮轴上所受的压力Fσ=2·F0·z·sin（a1/2）=373.08N
10．带轮结构设计略
11．设计结果：
选用4根A—2800GB/T13575.1—92V带，中心距a=1118mm，小带轮直径90mm，大带轮直径265mm，轴上压力
Fσ=373.08N
【轴的设计计算】
Ⅰ轴的设计
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.48/480=20.7—22.8mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为21.32—23.94mm，由设计手册取标准直径d=24mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅰ轴的结构草图
Ⅱ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。
考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.83—35.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm
3．轴的结构设计草图:
Ⅱ轴的结构草图
Ⅲ轴的设计：
1．选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。
由表16.1查得强度极限
σB=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2．按钮转强度估算轴径（最小直径）
查表16.2得C=118—107
得d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。
由设计手册取标准直径d=50mm
3．轴的结构设计草图略
【键连接的选择】
均选择A型平键。
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
24
8
7
50
Ⅰ轴Ⅱ键
34
10
8
56
Ⅱ轴Ⅰ键
34
10
8
36
Ⅱ轴Ⅱ键
45
14
9
50
【滚动轴承的选择及计算】
I轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6206型d=30mmD=62mmB=16mm
2．公差等级选择：
选普通级PO轴承。
II轴：
1．经强度校核，选择滚动轴承
6208型d=40mmD=80mmB=18mm
2．公差等级选择：
选普通级PO轴承。
【箱体结构尺寸计算】
1．类型选择：
选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2．箱体主要结构尺寸：
（mm）
名称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺寸/mm
8
8
12
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
12
20
16
4
12
盖与座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2的间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检查孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
10
150
8
6
8
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖的距离l1
16
14
16
40
40
齿顶圆与内箱避间的距离△1
齿轮端面与内箱避间的距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
12
12
6.8、6.8
102
125
【减速器附件的选择】
通气器：
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5
油面指示器：
选用游标尺M16
起吊装置：
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞：
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
【润滑与密封】
一、齿轮的润滑：
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
二、滚动轴承的润滑：
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
三、润滑油的选择：
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
四、密封方法的选取：
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
【参考资料】
陈立德.《机械设计基础》.北京:
高等教育出版社,2007
陈立德.《机械设计基础课程设计指导书》.北京：
高等教育出版社，2007
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