《機械設計基礎》課程設計設計絞車傳動裝置

1、機械設計基礎課程設計設計題名:設計絞車傳動裝置 2、 機械設計說明書 （一份）3、 設計圖紙 （2張零件圖，一張裝配圖）系 部: 班 級: 學 號：姓 名： 日 期：機械設計課程設計說明書一、傳動方案擬定.2二、電動機的選擇.2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算.5五、傳動零件的設計計算.6六、軸的設計計算.12七、滾動軸承的選擇及校核計算.18八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.22九、設計小結.23十、參考資料目錄.23計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1） 工作條件：使用年限10年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）

2、 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力f=7500n；帶速v=1.15m/s；滾筒直徑d=400mm；滾筒長度l=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9820.970.990.96=0.885(2)電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=7500 3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000v/d=6010001.8/320=107.05r/min 按手冊p7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為

3、ia=620。故電動機轉速的可選范圍為nd=ian筒=（620）107.05=642.32141r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書p15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為y132m-4。其主要性能：額定功率：4kw，滿載轉速1440r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=

4、n電動/n筒=1440/107.05=13.452、分配各級傳動比（1） 據(jù)指導書p7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=13.45/3=4.48四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）ni=n電機=1440r/minnii=ni/i帶=1440/4.48=321.43(r/min)niii=nii/i齒輪=321.43/3=107.14(r/min)2、 計算各軸的功率（kw）pi=p工作=pmc=5.50.95=5.23kwpii=pirg=5.230.96=5.02kwpiii=pii軸承齒輪=5.020.980.9

5、6 =4.87kw3計算各軸扭矩（nmm）4 to = 9550pm/nm = 95505.5/1440 =36.48nmmti=9550pi/ni=95505.23/1440=34.69nmtii=9550pii/nii=95505.02/321.43 =149.15nmtw=9550pw/nw=95504.87/107.14 =434.09nm 五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通v選帶截型由課本p83表5-9得：ka=1.2pc=kap=1.23=3.9kw由課本p82圖5-10得：選用a型v帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦的小帶

6、輪基準直徑為75100mm 則取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由課本p74表5-4，取dd2=200mm 實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（適用）（5）確定帶的根數(shù)根據(jù)課本p1=0.95kw p1=0.11kwk=0.96 kl=0.96得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99(6)計算軸上壓力由課本表 查得q=0.1kg/m，單

7、根v帶的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n則作用在軸承的壓力fq，fq=2zf0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7n2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220hbs；根據(jù)表選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 由式（6-15

8、）確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=620=120 實際傳動比i0=120/2=60傳動比誤差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=6由表 取d=0.9 (3)轉矩t1t1=9.55106p/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8nmm (4)載荷系數(shù)k 取k=1 (5)許用接觸應力hh= hlimznt/sh由課本查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由課本p133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=n

9、l1/i=1.28109/6=2.14108由課本查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：znt1=0.92 znt2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模數(shù)：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm根據(jù)課本表 取標準模數(shù)：m=2.5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度 f=(2kt1/

10、bm2z1)yfaysah確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mz1=2.520mm=50mmd2=mz2=2.5120mm=300mm齒寬：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數(shù)yfa和應力修正系數(shù)ysa根據(jù)齒數(shù)z1=20,z2=120由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8)許用彎曲應力ff= flim ystynt/sf由設計手冊查得：flim1=290mpa flim2 =210mpaynt1=0.88 ynt2=0.9試驗齒輪的應力修正系數(shù)yst=2按一般可靠度選取安全系數(shù)sf=1.25

11、 計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =21020.9/1.25mpa=302.4mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55mpa=77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83mpa=11.6mpa f2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2

12、(20+120)=175mm (10)計算齒輪的圓周速度vv=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255hbs根據(jù)設計手冊例題，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7(1+5%)mm=20.69選d=22mm2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別

13、以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=22mm 長度取l1=50mmh=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故ii段長：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直徑d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直徑d4

14、=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+32）=36mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑d5=30mm. 長度l5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=100mm (3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉矩：已知t2=50021.8nmm求圓周力：ftft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n求徑向力frfr=fttan=1000.

15、436tan200=364.1n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：fay=fby=fr/2=182.05nfaz=fbz=ft/2=500.2n由兩邊對稱，知截面c的彎矩也對稱。截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=182.0550=9.1nm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=500.250=25nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d）mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：t=9.55（p2

16、/n2）106=48nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=26.62+(148)21/2=54.88nm (7)校核危險截面c的強度e=mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5mpa -1b=60mpa該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255hbs）根據(jù)設計手冊表 取c=115dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒

17、輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知t3=271nm求圓周力ft：ft=2t3/d2=2271103/30

18、0=1806.7n求徑向力frfr=fttan=1806.70.36379=657.2n兩軸承對稱la=lb=49mm(1)求支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfaz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n (2)由兩邊對稱，書籍截c的彎矩也對稱截面c在垂直面彎矩為mc1=fayl/2=328.649=16.1nm (3)截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm (4)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1nm (5)計算當量彎矩：根據(jù)

19、課本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06nm (6)校核危險截面c的強度由式（10-3）e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36mpa-1b=60mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型軸承內部軸向fs=0.63fr 則fs1=fs2=0.63fr1=315.1n (2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊

20、端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n (3)求系數(shù)x、y/fa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據(jù)課本表 得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n試選7207ac型角接觸球軸承根據(jù)課本 得fs=0.063fr,則fs1=fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n (2)計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端為壓緊端，

21、1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：fa1=fa2=fs1=569.1n (3)求系數(shù)x、yfa1/fr1=569.1/903.35=0.63fa2/fr2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本表 得：e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr248720h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,l1=50mm查手冊得，選用c型平鍵，得：鍵a 87 gb1096-79 l=l1-b=50-8=42mmt2=48nm h=7mm得p=4t2/dhl=448000/22742 =29.68mpar(110mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=3

22、5mm l3=48mm t=271nm查手冊p51 選a型平鍵鍵108 gb1096-79l=l3-b=48-10=38mm h=8mmp=4t/dhl=4271000/35838 =101.87mpap(110mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=51mm l2=50mm t=61.5nm查手冊p51 選用a型平鍵鍵1610 gb1096-79l=l2-b=50-16=34mm h=10mmp=4t/dhl=46100/511034=60.3mpapf=7500nv=1.15m/sd=400mml=500mmn卷筒 =55r/min總=0.885p工作=2.4kw電動機型號y132m-4i總=12.57據(jù)手冊得i齒輪=6i帶=2.095ni =1440r/minnii=321.43r/minniii=107.14r/minpi=5.23kwpii=5.02kwpiii=4.87kwt0=36.48nmmti=34.69nmmtii=149.15nmmtiii=434.09nmmdd2=209.5mm取標準值dd2=200mmn2=480r/minv=5.03m/s210mma0600mm取a0=500ld=1400mma0=462mmz=4根f0=158.01nfq =1256.7ni齒=6z1=20z2=120u=6t1=