课程设计.docx

1、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

2、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

3、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

4、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

5、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=Fv=0.92.5=2.25 kW i=0从电动机到工作机传送带间的总效率为。=12345=0.9610.9930.9710.9910.961=0.859 i=1由机械设计课程上机与设计可知：1：V 带传动效率 0.962：滚动轴承效率 0.99(球轴承)3：齿轮传动效率 0.97 (7 级精度一般齿轮传动)4：联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)5：卷筒传动效率 0.96所以

6、电动机所需工作功率为：Pd = Pw /= 2.25/0.859=2.62 kW i=2式中：Pd工作机实际所需电动机的输出功率，kW；P w工作机所需输入功率。kW；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(24)，一级圆柱齿轮传动5，两级圆柱齿轮传动为(540)。因为 nw=v 60/(D)=(2.560)/(400)=119.37 r/min i=3 nd=inw=(220)119.37=(238.742387.4) r/min i=4所以电动机转速的可选范围为：(238.742387.4) r/min i=5综合考虑电动机和传动装置的尺寸、

7、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 1000 r/min i=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=8.04 i=72).分配传动比 i=i0i1=8.04 i=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=(1.31.4) i2 取1.4 ， i0=2当为一级传动时： i1=i/i0 i0=3所以经过计算以后可得： i1=8.04/2=2.68 i=12(1).各轴的

8、转速电动机轴：nm=960 r/min i=13轴 ：n=960/3=320 r/min i=14轴 ：n=320/2.68=119.4 r/min i=15卷筒轴 ：nw= n=119.4/1=119.4 r/min i=18(2). 各轴的输入功率电动机轴： Pd=3 kW i=19轴 ： P=Pd12= 30.990.96=2.85 kW i=20轴 ： P=P23=2.850.990.97=2.74 kW i=21卷筒轴 ： Pw= P24=2.740.990.99=2.69 kW i=24(3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为： Td=9550Pd/nm=95503/960=

9、29.84 Nm i=25电动机轴： Td=29.84 Nm i=26轴 ： T=9550P/n=95502.85/320=85.05 Nm i=27轴 ： T=9550P/n=95502.74/119.4=219.15 Nm i=28卷筒轴 ： Tw=9550Pw/nw=95502.69/119.4=215.15 Nm i=31三、V带设计1)求计算功率Pc查表得 Ka=1.2 i=32故 Pc=KaPd=1.22.62=3.14 kW i=332)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=1.22.62=3.14 kW i=34 nd=960 n/min i=35查图查出此

10、坐标点位于图中 A型带 i=36所以现在暂选用 A型带 i=373)求大、小带轮基准直径dl2、dl1由表 dl1应不小于75 mm i=38取(标准)dl1= 100 mm i=39dl2=nd/ndl1(1-)= 960/320100(1-)=294 mm i=40一般为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=300 mm i=424)验算带速v v=dl1nd/(601000)=100960/(601000)=5.03 m/s i=43带速在525 m/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(dl

11、1+dl2)=1.5(100+300)=600 mm i=44取 a0=600 mm i=45符合a0=0.7(dl1+dl2)2(dl1+dl2)。 L0=2a0+/2(dl1+dl2)+(dl2-dl1)2/(4a0)=2600+/2(100+300)+(300-100)2/(4600)=1844.99 mm i=46查机械设计基础表13-2，对所选的A型带 i=47所以 Ld=2000 mm i=48则中心距aa0+(Ld-L0)/2=600+(2000-1844.99)/2=678 i=496)验算小带轮包角1 1=180-(dl2-dl1)/a57.3=180-(300 -100)/

12、67857.3=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+P0) KaKL)查表得查机械设计基础表13-3得 P0=1.14 kW i=51两轮之间的传动比i=dl2/(dl1(1-)=300/(100(1-0.02)=3.06 i=52 查表13-5得P0=0.11 i=53查表13-7得Ka=0.89 i=54查表13-2KL=1.03 i=55由此可得 z=3.14/(1.14+0.11)0.891.03)=2.74 i=56取 z=3 i=578)求作用在带轮轴上的压力FQ查机械设计基础表13-1 得q=0.1 kg/m i=58故得单根V带的初

13、拉力 F0=500Pc/(zv) (2.5/Ka-1)+qv2=5003.14/(35.03) (2.5/0.89-1)+0.15.032=190.74 N i=59V型带的尺寸大小见表格3作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(1/2)=23190.74sin(163.1/2)=1132.02 N i=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1

14、1-1选择齿轮1材料为45钢(调质)，硬度为280HBS,Hlim1=600MPa,FE=450MPa,齿轮2为45钢(正火)，硬度为240HBS, Hlim2=380 MPa, FE=320 MPa。由机械设计基础表11-5 取SH=1.25,SF=1.6。 i=61H1= Hlim1/SH=600/1.25=480 Mpa i=63H2= Hlim2/SH=380/1.25=304 Mpa i=64F1= HFE1/SF=450/1.6=281.25 Mpa i=65F2= HFE2/SF=320/1.6=200 Mpa i=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

15、.5 i=67。齿宽系数d为0.8 i=68对于铸钢ZE取188，ZH取2.5d1(2KT(i1+1)/( di1) (ZEZH/H)2)(1/3)=(21.585.051000(2.68+1)/( 0.82.68) (1882.5/480)2)(1/3)=74.88 mm i=69齿数取z1=30 i=70则z2=i1z1=80 i=71模数m=d1/z1=74.88/30=2.5 mm i=72齿宽b=dd1=0.874.88=59.9 mm i=73取b1=55 mm i=74b2=45 mm i=75按机械设计基础表4-1 取m=2.5 mm i=76实际的d1=z1m=302.5=7

16、5 mm i=77d2=z2m=802.5=200 mm i=78中心距a=(d1+d2)/2=(75+200)/2=137.5 mm i=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=2.5 i=80YSa1=1.63 i=81YFa2=2.22 i=82YSa2=1.61 i=83F1=2KYFa1YFa1/(b1m2z1)=285.0510001.52.51.63/(552.5230)=100.82 Mpa F1 i=84F2= F1YFa2YSa2/( YFa1YSa1)=100.82(2.221.61/(2.51.63)=88.43 Mp

17、a F2 i=85所以安全的。(4)齿轮的圆周速度 v1=d1n/(601000)=75320/(601000)=1.26 m/s i=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)轴的设计 i=198圆周力： Ft1=2T/d1=285.05/0.075=2268 N i=200径向力： Fr1=Ft1tan=2268tan20=825.48 N i=201轴向力： Fa1=0 N i=2022)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=110(2.85/320)(1/3)=2

18、2.8 mm i=203由于键槽的影响，故最小直径为：24 mm i=204显然最小值的轴颈肯定是安在电动机的联轴器,故取标准值轴的最小最小直径d1=28 mm i=205根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l1=56 mm i=2063)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d2=36.5 mm i=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=36.5 mm i=208查手册选取单列角接触球轴承7009AC i=209其尺寸为dDB=457516 mm i=210故 d3=d7=45 mm i=211故

19、 l7=B=16 mm i=212(3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=49 mm i=213故 l4=53 mm i=214由轴肩高度h0.07d，则轴肩的直径d5=57 mm i=215则d6=49 mm i=216则l6=10 mm i=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=76 mm i=218(5).根据安装时齿轮中心要在一条线上，可得l3=38 mm i=219至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图1 i=2204).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=111 mm i=221取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=112

20、 mm i=222取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=55.5 mm i=223(1).求垂直面得支撑反力图1-aF1v=(Fr1*L3-Fa1d1/2)/L=(825.480.0555-00.075/2)/0.111=412.74 N i=224F2v=Fr1-F1v=825.48-412.74=412.74 N i=225(2).求水平的支撑反力图1-bF1H=Ft1L3/L=22680.0555/111=1134 N i=226F2H=Ft1-F1H=2268-1134=1134 N i=227(3).V型带拉力产生的支撑反力图1-cF1F=FQ(L2+L)/L=1132.0

21、2(0.112+0.111)/0.111=2274.24 N i=228F2F=F1F-FQ=2274.24-1132.02=1142.22 N i=229(4).绘垂直面得弯矩图图1-dMav=F2vL3=2274.24-1132.02=22.91 Nm i=230Mav=F1v(L-L3)=412.74(0.111-0.0555)22.91 Nm i=231(5).绘水平面的弯矩图图1-eMaH=F1HL3=11340.0555=62.94 Nm i=232MaH=F1H(L-L3)=1134(0.111-0.0555)=62.94 Nm i=233(6).带轮拉力产生的弯矩图图1-fM1

22、F=FQL2=1132.020.112=126.79 Nm i=234MaF=F2FL3=1142.220.0555=63.39 Nm i=235(7).求合成弯矩图图1-g考虑到最不利的情况。Ma=(Mav2+MaH2)(1/2)+MaF=(22.912+62.942)(1/2)63.39=130.37 Nm i=236Ma=(Mav2+MaH2)(1/2)+MaF=(22.912+62.942)(1/2)63.39=130 Nm i=237M1=M1F=126.79 Nm i=238所以危险截面为：截面a i=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

23、=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(130.372+(0.685.05)2)(1/2)=140 Nm i=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B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(140/(0.160)(1/3)=28.58 mm i=241考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.0528.58=30.01 mm i=242查看草图说明当初估算的直径是合理。 i=2435).轴的设计 i=244圆周力： Ft2=2T/d2=2219.15/0.2=2191.5 N i=245

24、径向力： Fr2=Fttan=2191.5tan20=797.64 N i=246轴向力： Fa2=0 N i=2476)初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计基础表14-2，取C=110,于是dmin=C3(P/n)(1/3)=33 mm i=248由于键槽的影响，故最小直径为：38 mm i=249显然最小值的轴颈肯定是安在联轴器(取标准)故轴的最小直径d7=38 mm i=250根据带轮或者是联轴器的结构可选轴轴向长度l7=76 mm i=2517)轴的结构设计(1).为满足带轮的轴向定位要求，1段需要一轴肩故d6=38 mm i=252(2).初步选择滚动轴承因轴承同

25、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=38 mm i=253查手册选取单列角接触球轴承7011AC i=254其尺寸为dDB=559018 i=255故 d5=d1=55 mm i=256故 l1=B=18 mm i=257(3).由齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端4的直径的d4=60 mm i=258故 l4=43 mm i=259由轴肩高度h0.07d，则轴肩的直径d3=68 mm i=260故 d2=59 mm i=261故 l2=16 mm i=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=86 mm i=263(5).根据安装时齿轮中心

26、要在一条线上，可得l5=45 mm i=264至此，已初步确定了轴的各段和长度。见草图2 i=2658).轴的校核根据两个轴承的位置可确定L=114 mm i=266取齿轮中间为a-a截面，带轮离最近轴承的距离L2=133 mm i=267取右端轴承至从右到左第一个齿轮截面的距离为L3=57 mm i=268(1).求垂直面得支撑反力图2-aF3v=(Fr2L3-Fa2d2/2)/L=(797.640.057-00.2/2)/0.114=398.82 N i=269F4v=Fr2-F3v=797.64-398.82=398.82 N i=270(2).求水平的支撑反力图2-bF3H=Ft2L3

27、/L=3652.50.057/0.114=1095.75 N i=271F2H=Ft2-F3H=3652.5-1095.75=1095.75 N i=272(3).V型带拉力产生的支撑反力图2-cF3F=FwL2/L=9000.133/0.114=1050 N i=273F4F=F3F+Fw=1050+900=1950 N i=274(4).绘垂直面得弯矩图图2-dMbv=F4vL3=398.820.057=22.73 N i=275Mbv=F3v(L-L3)=398.82(0.114-0.057)=22.73 Nm i=276(5).绘水平面的弯矩图图2-eMbH=F4HL3=1095.75

28、0.057=22.73 Nm i=277MbH=F3H(L-L3)=1095.75(0.114-0.057)=62.46 Nm i=278(6).带轮拉力产生的弯矩图图2-fM4F=FwL2=900112,133=119.7 Nm i=279MbF=F3F(L-L3)=1050(0.114-0.057)=59.85 Nm i=280(7).求合成弯矩图图2-g考虑到最不利的情况。Mb=(Mbv2+MbH2)(1/2)+MbF=(22.732+62.462)(1/2)+59.85=126.32 Nm i=281Mb=(Mbv2+MbH2)(1/2)+MbF=(22.732+62.462)(1/2

29、)+59.85=126 Nm i=282M4=M4F=119.7 Nm i=283所以危险截面为：截面b i=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=(M2+(T)2)(1/2)取=0.6.可得：Me=(126.322+(0.6219.15)2)(1/2)=182.34 Nm i=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B=650MPa，由表14-3查得_1b=60MPa,则d(Me/(0.1_1b)(1/3)=(182.341000/(0.160)(1/3)=31.21 mm i=286考虑到键槽对轴的削弱，将d值加大5%，故d1.0531.21=32.77 mm i=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LH=48000 h i=3781)轴承1、2的计算(1).计算径向反力和轴向反力FR1=F1v=412.74 N i=379FR2=F2v=412.74 N i=380由初步选定的角接触球轴承7009AC i=381