机械设计课程设计 一级圆柱直齿轮减速器（带式输送机传动装置的设计）.doc

课 程 设 计 说 明 书课程名称： 一级圆柱直齿轮减速器 设计题目：带式输送机传动装置的设计院 系： 应用工程系 学生姓名： 学 号： 专业班级： 机电092 指导教师： 2010年10月 12日机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A1）3. 轴零件图一张（A3）4. 齿轮零件图一张（A3） 应用工程系 系 机电092 班级设计者： 指导老师： 完成日期： 2010年10月10日 杭州万向职业技术学院课 程 设 计 任 务 书目 录机械设计课程设计计算说明书1. 一、课 程 设 计 任 务 书二、摘要和关键词2.一、传动方案拟定各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择三、计算总传动比及分配各级的传动比四、运动参数及动力参数计算五、传动零件的设计计算六、轴的设计计算七、滚动轴承的选择及校核计算八、键联接的选择及校核计算九、箱体设计课 程 设 计 任 务 书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名石磊所在院系应用工程系专业、年级、班机电092班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限8年，小批量生产。允许输送带速度误差为±3。输送带拉力F= 5.2kN；输送带速度V=1.6m/s ；滚筒直径D=420mm；每日工作小时 H=16 。学生应完成的工作： 1编写设计计算说明书一份。2减速器部件装配图一张；3绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读： 1.机械设计课程设计指导书2.机械设计图册3.机械设计手册4.机械设计工作计划：1. 设计准备工作 2. 总体设计及传动件的设计计算3. 装配草图及装配图的绘制4. 零件图的绘制5. 编写设计说明书任务下达日期： 2010 年 9 月 30 日 任务完成日期： 2010 年 10 月 13 日 计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：输送带拉力F= 5.2kN；输送带速度V=1.6m/s ；滚筒直径D=420mm；每日工作小时 H=16 。允许输送带速度误差为±3二、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：总=带×3轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.993×0.96×0.99×0.98=0.87(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=5200×1.6/（1000×0.87）=9.56KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.6/×420=72.79r/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Ia=35。取V带传动比I124，则总传动比理时范围为 Ia=620。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒n筒=（620）×72.59=（436.741455.8）r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min和1000 r/min根据容量和转速，由有关手册查出有2种适用的电动机型号：因此有2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Y160L-8。其主要性能：额定功率11kw：11同步转速 1000 r/min满载转速970r/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=970/72.59=13.362、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.8（V带传动比I1=24合理）（2） i总=i齿轮×i带i齿轮=i总/i带=13.36/2.8=4.8四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作×带=9.56×0.96=9.18KWPII=PI×轴承×齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KWPIII=PII×轴承×联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）T工作=9550×9.56/970=94.12 N·mmTI= T工作×带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·mTII= TI×i齿轮×轴承×齿轮=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12 N·mTIII=TII×轴承×联轴器=1154.12×0.99×0.99=1131.15 N·m五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×11=12.1KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图8-10得：选用B型。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=140mm。2）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带·dd1=2.8×140=392mm由课本表8-8，圆整为dd2=400mm3.确定带长和中心矩1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=1000mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2×1000+3.14×（140+400）/2+（400-140）2/（4×1000）2863.9mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=2800mm按课本式（8-23）实际中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=1000+（140.79）/2=1070mm4.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（400-140）/1070×57.30=159.020>900（适用）6. 确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=140mm和n1=970r/min根据课本表4-6得P0=2.66KW根据n1=970r/min，i带=2.8和B型带，查课本表（5-6）得P0=0.3KW根据课本表4-7得Ka=0.95根据课本表4-2得KL=1.1计算V带的根数z由课本P83式（5-12）Z= P工作/（P0+P0）×Ka×KL）=9.56/（2.66+0.3）×1.1×0.95）=3.09圆整为4根2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。3）选小齿轮齿数 z1=22，大齿轮齿数z2=22×4.8=106， 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）d12.8(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.12） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1/n1=95.5×106×9.18/346.43=25306.4N·mmd12.8(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=443)由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=530MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=490MPa；3）计算齿宽b。b=dd1=1.1×44mm=48.4mm 取b2=50 mm; b1=b2 +（510mm）=55 mm4） 计算模数。模数：m=d1/Z1=43.8/22=1.99mm 查表5-1取标准模数 m=25） 查取应力校正系数由课本表59查得 YSa1=4.21 YSa2=3.996）齿形系数 解得齿形系数为13.07 MPa7）许用弯曲 解得许用弯曲为12.39 MPa 所以弯曲疲劳强度足够4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m=22×2=46mm d2= z1m=106×2 =212mm（2）计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（46+212）/2=131mm（3）计算齿轮宽度 b=dd1=1.1×44mm=48.4mm 取b2=50 mm; b1=b2 +（510mm）=55 mm六、轴的设计计算输出轴的设计计算两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)2 计算各轴的功率（KW）PI=P工作×带=9.56×0.96=9.18KWPII=PI×轴承×齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KWPIII=PII×轴承×联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW3.计算各轴扭矩（N·mm）T工作=9550×9.56/970=94.12 N·mmTI= T工作×带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·mTII= TI×i齿轮×轴承×齿轮=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12 N·mTIII=TII×轴承×联轴器=1154.12×0.99×0.99=1131.15 N·m4、初步确定轴的最小直径 mm 则取35mmmm 则取50mm5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册，选用LT8型弹性柱销联轴器，。联轴器的孔径d1=50mm，半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。6、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承代号6012，其尺寸d×D×B=60mm×95mm×18mm。7、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。9、求轴上的载荷1轴2轴按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca1=M12+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6×100871）2 1/2/（1×843） =0.29MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6×397656）2 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得-1=60MPa。因此ca1ca2-1，故安全。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16×360×10=576000小时1、计算输入轴承（1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5根据课本P262（11-6）式得PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5NPII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25 N (3)轴承寿命计算深沟球轴承=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=106×44.8×106 3/60×320×(1.5×1558.5) 3=3.67×1014h>57600hLh2=106C3/(60nP23)=106×44.8×106 3/60×70.8×(1.5×1466.25) 3=1.99×1015h>57600h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式（6-1）p=2T×103/（kld）确定上式中各系数TI=100.871N·mTII=397.656N·m k1=0.5h1=0.5×12mm=6mmk2=0.5h2=0.5×8mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmp1=2TI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）=6.93MPap2=2TII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）=109.24 MPa由课本表6-2p=100-120所以p1p p2p 满足要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚9机盖壁厚19机座凸缘厚度b13机盖凸缘厚度b113机座底凸缘厚度b222地脚螺钉直径df22地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 16df， d2至凸缘边缘距离C225, 15轴承旁凸台半径R124凸台高度h 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l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m7， 7轴承端盖外径D2160， 160轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2 总=0.87P工作=9.56KWn滚筒=72.79r/min电动机型号Y160L-8i总=13.36据手册得i齿轮=4.8i带 =2.8nI =970r/minnII=346.43r/minnIII=72.17r/minPI=9.18KWPII=8.72KWPIII=8.55KWTI=94.12N·mTII=252.99N·m TIII=1154.12N·mdd2=392mm取标准值dd2=400mmLd=2800mm取a0=1000Z=4i齿=4.8Z1=22Z2=106T1=25603.4N·mmHlimZ1=530MpaHlimZ2=490Mpad1=44mmm=2mmd1=46mmd2=212mma=131mmB2=55mmB1=50mm dmin2=50mmdmin1=35mm深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mmca1=0.27MPaca2=5.96MPa轴承预计寿命576000hf P=1.5PI=1558.5NPII=1466.25 NLh1=3.67×1014hLh2=1.99×1015hk1=6mmk2=4mml1= 51mml2=38mmd1=70mmd2=38mmp1=6.93MPap2=109.24 MPap=100-120参考资料 1.李海平主编.机械设计基础课程设计.北京：机械工业出版社，2010 2.任成高主编.机械设计基础.北京：机械工业出版社，2006 3.朱龙根主编.简明机械零件设计手册.北京：机械工业出版社， 1997.11 4.钱可强主编.机械制图.北京：高等教育出版社，2007.5