機械設計基礎課程設計.

1、1 機械設計基礎課程設計設計題目：帶式運輸機的單級直齒圓柱齒輪減速器學院：專業(yè)：班級：學號：姓名：指 導 教 師：完成時間 ：2014 年 7 月 11 日2 目錄第一章設計任務書3 第二章電動機的選擇計算4 第三章傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 6 第四章三角帶的傳動設計7 第五章齒輪傳動設計8 第六章軸的設計11 第七章滾動軸承的選擇14 第八章鍵的選擇及其強度校核15 第九章聯(lián)軸器的選擇15 第十章 潤滑及其密封15 第十一章設計總結16 3 第十二章參考文獻16機械設計基礎課程設計帶式運輸機中使用的單級直齒圓柱齒輪減速器一、設計任務書試按下列一組數(shù)據(jù)，設計一帶式輸送機的傳動裝置，傳動簡

2、圖如下。工作條件及要求： 用于運輸碎粒物體， 工作時載荷有輕微沖擊， 輸送帶允許速度誤差 4，二班制，使用期限 10 年（每年工作日 300天） ，連續(xù)單向運轉。設計原始數(shù)據(jù)于下表：組 別運輸帶牽引力 fw（n）運輸帶速度 vw（m/s）傳動滾筒直徑 d（）1 2600 1.25 320 2 3500 1.45 420 圖 1 帶式輸送機的傳動裝置1、電動機； 2、三角帶傳動；3、減速器； 4、聯(lián)軸器； 5、傳動滾筒； 6、皮帶運輸機4 二、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算一般電動機均采用三相交流電動機， 如無特殊要求都采用三相交流異步電動機，其中首選 y 系列全封閉自扇冷式電動機。（一）電動機的

3、選擇確定皮帶輸送機所需功率pw=fw2 vw/1000（kw) 由上表中給出的數(shù)據(jù)：pw=fw vw/1000=26003 1.251000=3.25 （kw）式 （11）傳動裝置的效率=12 22 32 42 5 式（1-2）式中： 1-三角帶傳動效率2-齒輪傳動效率3-滾動軸承的效率4-聯(lián)軸器的效率5-運輸機平型帶傳動效率常見機械效率參見附表1，查表得：1- 三角帶傳動效率 =0.96 2- 齒輪傳動效率 =0.97 3- 滾動軸承的效率 =0.98 4- 聯(lián)軸器的效率 =0.99 5- 運輸機平型帶傳動效率 =0.96 =12 22 32 42 5=0.963 0.973 0.983 0

4、.993 0.960.87電動機的選擇電動機的額定功率：ppw/= fw2 vw/（kw）5 由上式（ 1-1） 、式（ 1-2）結果求得：ppw/ = fw vw/ =2600*1.25/ （1000*0.87）=3.74（kw）式（ 1-3）確定電動機的轉數(shù)：（1）滾筒軸的工作轉速為：nw=603 1000vw/d（r/min）式中： vw-皮帶輸送機的帶速d-滾筒的直徑帶入上表數(shù)值：nw=60 1000vw/ d=60 3 10003 1.25/ （ 3 320）=74.6 （r/min）式（1-4）（2）電動機的轉速：n=inw 式中： i是由電動機到工作機的減數(shù)比i=i12 i22

5、i32222 in式（1-5）i12 i22 i32222 in是各級傳動比的范圍。按 n的范圍選取電動機的轉速n n =inw=19.30*74.6=1440 式（1-6）（3）常用機械傳動比的范圍見附表2 列出電動機的主要參數(shù)：電動機額定功率p（kw ）3.74 kw電動機滿載轉速nm（r/min ）1400 r/min電動機軸伸出端直徑d（mm）28 mm電動機軸伸出端的安裝高度（mm）112 mm電動機軸伸出端的長度（mm）60 mm常用機械傳動效率【附表1】 ：機械傳動類型傳動效率圓柱齒輪傳動閉式傳動0.960.98（7-9 級精度）開式傳動0.940.96 圓錐齒輪傳動閉式傳動0.

6、940.97（7-8 級精度）開式傳動0.920.95 6 帶傳動平型帶傳動0.950.98 v 型帶傳動0.940.97 滾動軸承（一對）0.980.995 聯(lián)軸器0.99-0.995 常用機械傳動比范圍【附表2】 ：傳動類型選用指標平型帶三角帶齒 輪 傳 動功率（ kw ）?。?20）中（ 100）大（最大可達50000）單級傳動比（常用值） 2-42-4圓柱圓錐3-52-3 最大值 6 15 106-10（二） 、總傳動比的計算及傳動比的分配（1）傳動裝置總傳動比i=nm/nw i=nm/nw=1400/74.6=19.30式 （21）（2）分配傳動裝置各級傳動比i=i1 i2 i3 i

7、n式中： i1、i2、i32222 in從附表 2 中選值其中， i1取 4 i2=i/ i1=4.825 式（22）三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1、各軸的功率計算：p1=p 13從附表中帶入數(shù)值：p1=p 13 =3.752 0.962 0.98=3.528 （kw）式 （31）7 p2=p 1 23從附表中帶入數(shù)值：p2=p 123 = 3.752 0.962 0.972 0.98=3.442 （kw）式（32）2、各軸的轉速計算：（1）高速軸轉速 n1=nm/i1（r/min）n1=nm/i1=1440/4=360 （r/min） 式（33）（2）低速軸轉速 n2=nm/（i1 i

8、2） （r/min）n2=nm/（i1 i2）=1440/19.30=74.6 （r/min）式 （34）3、各軸扭矩的計算： t=9.55 10 pk/nk (n.mm) 高速軸 的扭矩：t1=9.552 106 (3.528/360)=93590 (n.mm)低速軸 的扭矩：t2=9.552 106 (3.442/74.6)=440630 (n.mm)式（35）四、三角帶傳動設計1、選擇三角帶型號；由 pc=ka p=1.32 4=5.2（kw）得知其交點在 a 型范圍內，故選 a 型帶2、選擇帶輪的基準直徑，并驗算帶速（5m/sv25m/s） ；取小帶輪： d1=90mm 大帶輪： d2

9、=3 90=270mm 帶速驗算： v=n1 d1/（1000 60）=144090/（1000 60）=6.79 m/s v 介于 5m/sv25m/s范圍內，故合適3、確定中心距和帶長，驗算小輪包角； （1120）由公式： 0.7 （d1+d2）a02（d1+d2）帶入數(shù)值： 0.7 （90+270）a02（90+270） 252a07208 初定中心距 a0=500，則帶長為：l0=2 a0+（d1+d2）/2+（d2-d1）2/(4 a0) =2500+（90+270）/2+（270-90）2/（4 50）=1727.5mm 查表選用 ld=1800 mm 的實際中心距，a=a0+(l

10、d-l0)/2=500+(1800-1727)/2=536.5mm 驗算小輪包角 1 1=180 -(d2-d1) 57.3/a =180 -（270-90） 57.3/536.5=160.8120滿足1120，故合適4、按許用功率計算帶的根數(shù)；z=pc/(p0+p0)2 kl 2 ka)=3.794 故要取 4 根 a 型 v 帶。5、確定作用在軸上的壓力；初拉力： f0=500 pc （2.5-k）/ (k z v) +q v2=500 5.2 （2.5-0.95）/（0.95 4 6.786）+0.1 6.7862=160.89n 軸上拉力：fp=2 z f0sin( /2)=1233.

11、6 n 6、確定帶輪的結構和尺寸（只要求繪制大帶輪的零件圖）；五、齒輪傳動設計1、參考教材步驟設計這一對齒輪的尺寸（只要求繪制大齒輪的零件圖）；（1）選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為40 號鋼調質，齒面硬度為 280hbs，大齒輪選用 45 號鋼調質，齒面硬度為240hbs。因為減速器為一般工作機器，故齒輪精度初選7 級（2）初選主要參數(shù)z1=24 ，u=5 z2=z1 u=24 5=120 取整為 120 （3）按齒面接觸疲勞強度計算根據(jù)課本公式試算算小齒輪分度圓直徑d1 21123hhezzzuudkt確定各參數(shù)值a.載荷系數(shù)試選

12、 k=1.3 b.小齒輪傳遞的轉矩9 1t=9.55 106 p/n1 = 71(n.m) c.材料彈性影響系數(shù)查表得 ze=189.8mpad.由課本按照齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600mpa大齒輪的接觸疲勞強度極限 550mpa e.由式 10-13 計算應力循環(huán)次數(shù)n1=60 n j ln=60 514 1 （2 8 365 7）=12.6 810n2=12.68810/5=2.5 810f.由課本取接觸疲勞壽命系數(shù)0.9, 0.95 g.計算解除疲勞許用應力取失效概率為 1，安全系數(shù) s=1，由式 10-12 得：mpashhh5521lim1m p ashhh2852lim

13、2計算a.試算小齒輪分度圓直徑d，取兩式計算中的較小值，即h=528mpa 于是 d12.32 21123 hezuudkt=22858 .18919.4119.4133.1273.123=56mm b.計算圓周速度 v60 x100011ndv1.5m/s c.計算齒寬 b,以及齒寬與齒高之比b/h 為:1 56=56 確定模數(shù)為： m=d1/z1=56/24=2.3 取標準模數(shù)值m=2 齒高 h=2.3 2.25=5.2 b/h=10.7 d.計算載荷系數(shù)根據(jù) v=1.5m/s，7 級精度，由課本圖10-8 查得載荷系數(shù) kv=1.5，直齒輪1fzhzkk又由表查得使用系數(shù)1ak10 由課

14、本表用插值法查得7 級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時423.1hk, 由 b/h=10.67 423. 1hk查課本得35.1fk,故載荷系數(shù)：494.1423.11105.11hhvakkkkke.按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a f.計算模數(shù) d132112hhedzzuukt=58mm m=58/24=2.4 （4）按齒根彎曲疲勞強度校核計算 確定公式內的各計算數(shù)值由課本式得到彎曲強度的設計公式為3211)(2fsfdzyyktma.由課本圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限a5001mpfe，大齒輪的彎曲強度極限a3802mpfeb.由課本圖取彎曲疲勞壽命系數(shù)0.85

15、, 0.88 c.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4，由課本式 10-12 得: 分別為 303.57 mpa、238.86mpa d.計算載荷系數(shù) k k=kakvkfakfb=11.1 1 1.35=1.5 e.查取齒形系數(shù)由課本表查得 yfa1=2.65; yfa2=2.16 f.查取齒應力校正系數(shù)由課本表查得ysa1=1.58;ysa2=1.81 g.計算大小齒輪的1fsfyy并加以比較yfa1 ysa1/ f1=2.65 1.58/303.57=0.013818 yfa2 ysa2/ f2=2.236 1.754/238.86=0.010684 所以大齒輪的數(shù)值大設計計

16、算m （2kt/dz2(yfaysa/f)） 1/2 = （2 1.485 145.055/ （1 24） 0.01644）=1.57 11 由以上計算，齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m 大于由齒根圓彎曲疲勞強度計算的模數(shù)。由于齒輪模數(shù)m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積） 有關， 可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.57mm，并就近圓整為標準值2 mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=58，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=58/2=29，大齒輪齒數(shù) , z2=5 29=145 這樣設計出的齒輪傳動既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，

17、避免浪費。（5）幾何尺寸計算d1=z1 m=29 2=58mm d2=z2 m=145 2 =290mm 計算中心距a=（d1+d2）/2=174mm 計算齒輪寬度b=dd1=158=58mm2、選擇齒輪傳動的潤滑油粘度、潤滑方式；（1）采用 l-an32 潤滑油，粘度為 28.835.2。（2）由于傳動件的的圓周速度v 12m/s,采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油， 用以潤滑和散熱。 同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯x h 不應小于 3050mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動,每傳遞 1kw 需油量 v0=0.350.7m3

18、。六、軸的設計參考教材的附加內容的例子及設計步驟進行設計，只要求低速軸的設計并繪制低速軸的零件圖。從動軸設計1、選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為 45 號鋼，調質處理。查表可知：b=650mpa,s=360mpa, b+1bb=215mpa 0bb=102mpa, -1bb=60mpa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：dc 45 鋼取 c=118 那么： d1183 (7.06/121.67)1/3mm=32.44mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標準，取d=35mm 3、齒輪上作用力的計算齒

19、輪所受的轉矩： t=9.553 106p/n=9.553 1063 7.06/121.67=198582 n 齒輪作用力：圓周力： ft=2t/d=23 198582/195n=2036n 徑向力： fr=fttan200=20363 tan200=741n 4、軸的結構設計12 軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。（1）確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中， 可以將齒輪安排在箱體中央， 軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器， 齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合

20、實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位， 聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位。（2）確定各段軸的直徑將估算軸 d=35mm 作為外伸端直徑d1 與聯(lián)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm 齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3 應大于 d2，取 d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4 應大于 d3，取 d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定 ,右端用軸環(huán)定位 ,軸環(huán)直徑d5 滿足齒輪定位的同時 ,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定 .右端軸承型號與左端軸承相同,取 d6=45mm. （3

21、）選擇軸承型號 .由 p270 初選深溝球軸承 ,代號為 6209,查手冊可得 :軸承寬度 b=19,安裝尺寸 d=52,故軸環(huán)直徑 d5=52mm. （4）確定軸各段直徑和長度：i 段：d1=35mm 長度取 l1=50mm ii 段：d2=40mm l2=（2+20+19+55）=96mm 初選用 6209 深溝球軸承，其內徑為45mm,寬度為 19mm.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：

22、l2=（2+20+19+55）=96mm iii 段直徑 d3=45mm l3=l1-l=50-2=48mm 段直徑 d4=50mm 長度與右面的套筒相同，即l4=20mm 段直徑 d5=52mm 長度 l5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=96mm （5）按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=195mm 求轉矩：已知 t2=198.58n/m 求圓周力： ft=2t2/d2=2 198.58/195=2.03n 求徑向力 fr=ft/tan =2.03 tan200=0.741n因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=48mm （6）軸承支反力：fay=fby=fr/2=0.

23、74/2=0.37n faz=fbz=ft/2=2.03/2=1.01n 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=0.37 96 2=17.76n/m 截面 c 在水平面上彎矩為 :mc2=fazl/2=1.01 96 2=48.48n/m (7)繪制合彎矩圖mc=(mc12+mc22)1/2= （17.762+48.482)1/2=51.63n/m 13 (8)繪制扭矩圖轉矩： t=9.553（ p2/n2）3 106=198.58n?m (9)繪制當量彎矩圖轉矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.2，截面 c 處的當量彎矩： mec=m

24、c2+( t)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13n?m (10)校核危險截面 c 的強度由式:e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453 =7.14mpa -1b=60mpa 該軸強度足夠。主動軸設計1、選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為 45 號鋼，調質處理。b=650mpa,s=360mpa,查表可知： b+1bb=215mpa 0bb=102mpa, -1bb=60mpa 2、按扭轉強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯(lián)軸器相接,從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：dc 查2表 13-5 可得， 45

25、 鋼取 c=118 則 d1183 (2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm 3、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩： t=9.553 106p/n=9.553 1063 2.64/473.33=53265 n 齒輪作用力：圓周力： ft=2t/d=23 53265/50n=2130n 徑向力： fr=fttan200=21303 tan200=775n 確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定， 靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠

26、過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位 ; 4、確定軸的各段直徑和長度初選用 6206 深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為 16mm.?？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 36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(1)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=50mm 求轉矩：已知 t=53.26n/m 求圓周力 ft：根據(jù)課本 p127（6-34）式得ft=2t3/d2=2 53.26/50=2.13n 求徑向力 fr 根據(jù)課本 p127（6-35）式得fr=ft/tan =2.13 0.36379=0.76n兩軸承對稱1

27、4 la=lb=50mm (2)求支反力 fax、fby、faz、fbz fax=fby=fr/2=0.76/2=0.38n faz=fbz=ft/2=2.13/2=1.065n (3) 截面 c 在垂直面彎矩為mc1=faxl/2=0.38 100/2=19n/m (4)截面 c 在水平面彎矩為mc2=fazl/2=1.065 100/2=52.5n/m (5)計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（192+52.52）1/2 =55.83n/m (6)計算當量彎矩：根據(jù)課本p235得=0.4 mec=mc2+(t)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74

28、n/m (7)校核危險截面 c 的強度由式（ 10-3）e=mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.13 303) =22.12mpa -1b=60mpa 此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇（低速軸）按教材選擇步驟進行滾動軸承的選擇，并確定潤滑方式。根據(jù)條件，軸承預計壽命lh=10 300 16=48000小時1. 輸入軸的軸承壽命計算（1）初步計算當量動載荷p 查表 13-4 ft=1.00 13-6 fp=1.1 =3 因該軸承在此工作條件下只受到fr 徑向力作用，p=fp3 fr=1.1 609.9n （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值查手冊 p69-p70，選擇 16008

29、軸承cr=9.70kn 由課本有4 0 3 2 01 7 4 6 0 0）6 0 9. 99 70 0（3 8 46010)(6010366pcfnlth預期壽命足夠此軸承合格潤滑方式：對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經(jīng)常供油，所以選用潤滑脂潤滑。 這樣不僅密封簡單， 不宜流失， 同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。15 八、鍵的選擇及強度校核（低速軸的鍵），鍵的尺寸選擇可參照公差與配合教材的相關章節(jié)。1根據(jù)軸徑的尺寸查表高速軸 (主動軸 )與 v 帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵83 36 gb1096-79 大齒輪與軸連接的鍵為：鍵143 45 gb1096-79 軸與聯(lián)軸器的鍵為：

30、鍵103 40 gb1096-79 2鍵的強度校核大齒輪與軸上的鍵：鍵 143 45 gb1096-79 b3 h=143 9,l=45,則 ls=l-b=31mm 圓周力： fr=2tii/d=23 198580/50=7943.2n 擠壓強度：=56.93125150mpa=p 擠壓強度足夠剪切強度：=36.60120mpa= 剪切強度足夠即： 鍵 83 36 gb1096-79和鍵 103 40 gb1096-79根據(jù)上面的步驟校核，并且符合要求。九、聯(lián)軸器的選擇（低速軸） ，參考第十七章。主要檢驗它的轉速和轉矩。聯(lián)軸器的類型選擇可參照機械設計手冊（1）類型選擇：由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。（2）載荷計算：計算轉矩m760.5517.555. 13cantkta，其中 ka為工況系數(shù)，由課本