機械設計方案基礎課程設計方案說明書完整版

1、機械設計基礎課程設計說明書題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器2009-2010學年第3學期學院：工學院專業(yè)：熱能與動力工程學生姓名：龍緒安學號：學328030起至日期：2010-7-13至2010-8-1指導教師：高雉課程設計任務書1 .設計目的：HST1："!丁ST1：加丁11ST1：!：丁kl：?。?!：!：/，ST1：）hE七：*）*丁STY1 .培養(yǎng)學生綜合運用機械設計基礎課程及其它先修課程理論知識和生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，并通過實際設計訓練使所學的理論和知識得以鞏固和提高。2 .學習和掌握一般機械系統(tǒng)運動方案設計和機械設計的基本方法和程序；培養(yǎng)獨立設

2、計能力和協(xié)作意識，為后續(xù)課程學習和實際工作打基礎。3 .進行實際設計工作基本技能的訓練，包括技術(shù)文件的書寫、設計資料（如標準、規(guī)范等）的熟悉和運用。2 .設計內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、條件、設計要求等）：原始數(shù)據(jù)、技術(shù)參數(shù)、條件和設計要求見單列內(nèi)容3 .設計工作任務及工作量的要求包括課程設計計算說明書（論文）、圖紙、實物件民等二課程設計說明書，是學生對課程設計的總結(jié)，內(nèi)容大致包括：1 .內(nèi)容一般應包括機構(gòu)的選型、分析與綜合；運動循環(huán)圖的分析與設計；運動方案的選擇與比較；傳動零件的計算。2 .說明書應用鋼筆（或打印）在規(guī)定的紙張上，要求字跡端正、步驟清楚、敘述簡明。3 .說明書中，每一

3、自成單元的內(nèi)容都應有大小標題，使其醒目突出。4 .說明書應加上封面與目錄裝訂成冊。14課程設計任務書4.主要參考文獻：.f3AUBBil-K*AUBBiB>.H1.Hil*JH1.Hi!-K一«HSBJH1.Hil-K一,HSBLH1.Htl*一«HiBLHM.Hil*«H：Lii-H4,H*<H：LMBJ.UBil-Ji*£1 .機械設計基礎，楊可楨主編，高等教育出版社，1999年2 .機械原理，孫桓主編，高等教育出版社，2001年。3 .機械原理課程設計手冊，褚慧君主編，高等教育出版社，1998年。4 .機械設計基礎課程設計，王昆等主編，

4、高等教育出版社，1995年。5 .設計成果形式及要求:設計方案設計說明書6 .工作計劃及進度：2010年5月6日下達設計任務書，學生熟悉設計任務，對設計任務進行分析，查閱相關(guān)參考資料；月日月日月日月日月日月日7月3日7月18日成績考核。A課程設計任務書2B計算過程及計算說明5一、傳動方案擬定5二、電動機的選擇5三、運動參數(shù)的計算6四、V帶傳動的設計計算6五、圓柱齒輪傳動的設計計算7六、軸的設計計算8七、滾動軸承的選擇計算10八、鍵的選擇計算10九、聯(lián)軸器的選擇11十、潤滑油及潤滑方式的選擇11十一、箱體設計11十二、總結(jié)12十三、參考文獻1213C老師批點計算過程及計算說明一、傳動方案擬定1、

5、工作條件：輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限10年(每年工作日300天)，兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為土5%2、原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=950N輸送帶速V=1.5m/s;滾筒直徑D=240mm二、電動機的選擇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：2“總=0.77P工作=1.85KWT總二刀帶X刀軸承X刀齒輪X刀聯(lián)軸器X刀滾筒=0.9X0.992X0.98X0.99X0.9=0.77(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/(1000Tl總)=950X1.5/(1000X0.77)=1.85KW51、電動機；2、三

6、角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、運輸平皮帶3、確定電動機轉(zhuǎn)速：n滾筒=119r/min計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60X1000V/兀D=60X1000X1.5/兀X240=119r/min按老師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3VI齒輪6,取V帶傳動比2I帶4,則總傳動比理時范圍為6VI總24,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=I總Xn筒=(624)X119=7142856r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有兩種傳支比方案：由機械設計手冊查得。綜合考慮電動機和傳動裝

7、置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合，則選n=1500r/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(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y100L1-4。其主要性能：額定功率：2.2KW；滿載轉(zhuǎn)速1420r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.2N.m.電動機型號:Y100L1-4三、運動參數(shù)的計算1、總傳動比：i總-n電動/n筒=1420/119=122、分配各級偉動比(1)據(jù)指導書，取齒輪i帶=3(2)由i總.=i齒輪xi帶，貝Ui齒輪=i總/i帶=12/3=43、計算各軸轉(zhuǎn)速(r/minnd=n電機=1420r/minn1=nd/i帶=1420/3=473(r

8、/min)n2=n1/i齒輪=473/4=119(r/min)nw=n筒=119r/min4、計算各軸的功率(KvyPd=1.85KWPi=PdX4帶=1.85X0.9=1.665KWP2=P1Xn軸承Xq齒輪=1.665x0.99X0.98=1.6KWPw=P2x”軸承x4聯(lián)軸器=1.6X0.99X0.99=1.576KW5、計算各軸扭矩(NmTd=9550XPd/nd=9550X1.85/1420=12.44NmTi=9550XP1/n1=9550義1.665/473=33.62NmT2=9550XP2/n2=9550X1.6/119=128.4NmTw=9550XPw/nw=9550X1

9、.567/119=125.76Nm3=11.97據(jù)手冊得i齒輪=4i帶=3nd=1420r/min n1=473r/minn2=119r/min nw=119r/minPd=1.85KWPi=1.665KWP2=1.6KWPw=1.576KWTd=12.44N mTi=33.62N mT2=128.4N mTw=125.76N m四、V帶傳動的設計計算1、確定計算功率Pc由課本P218表13-8知：kA=1.2,故：Pc=KP=1.2X1.85=2.22KW2、選V帶的型號根據(jù)R=2.22KWnd=1420r/min,由課本P219圖13-15查得此坐標位于Z型范圍內(nèi)，故：選用Z型。3、求大小

10、帶輪基準直徑d2、d1由課本P219表13-9,d1應不小于50mm現(xiàn)選用&=71mm故：d2=ch(1-e)nJn1=71x(1-0.02)x1420/473=208mm由表13-9取d2=212mm4、驗算帶速v按課本P220公式v=ttdm/(60X1000)=兀X63X1420/(60X1000)=5.28m/s帶速在5-25m/s的范圍內(nèi)，合適。Pc=2.22KW帶型：Z型d=71mm d2=212mmV=5.28m/s5、求V帶基準長度Ld和中心矩a初步選取中心距ao=1.5(di+d2)=1.5x(71+212)=424.5mm取ao=450mm符合0.7(di+d2)&

11、lt;ao<2(di+d2)0由課本P205式(13-2)得帶長：Lo=2ao+兀(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)=2X450+ttX(71+212)/2+(212-71)2/(4X300)1361mm由課本P212表13-2,Z型帶的基準長度Ld=1400mm由課本P220式(13-16)計算實際中心距：a=a°+(Ld-L0)/2=450+(1400-1361)/2=430.5mm6、驗算小帶輪包角a1由課本P205式(13-1)得：a1=1800-(d2-d1)/aX57.30=1800-(212-71)/430.5X57.30=1610>1200合

12、適。7、求V帶根數(shù)z由課本P218式(13-15)得：z=Pc/(P0+AP0)KKl今d1=71mmnd=1420r/min,查課本P214表13-3得F0=0.30KW由nd=1420r/min,i帶=3和Z型帶，查課本P216表(13-5)得：P0=0.03KW由a1=161°,查課本P217表13-7得：(=0.95。查課本P213表13-2得：Kl=1.140由此可得：z=2.22/(0.30+0.03)乂0.95乂1.14=6.21取7根。8、求作用在帶輪軸上的壓力Fq查課本P212表13-1得q=0.06kg/m,由課本P220式(13-17)得單根V帶的初拉力：_，一

13、2F0=500(2.5/Ka-1)Pc/zv+qv=500X(2.5/0.95-1)X2.22/(7X5.28)+0.06X5.282N=51N作用在軸上的壓力Fq=2zF°sin(a1/2)=2X7X51Xsin(161°/2)=704Na0=450mmLd=1400mma=430.5mma 1 = 1610五、圓柱齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及確定許用應力由課本P166表11-1,小齒輪用45鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度197286HBs解除疲勞極限o-Hiim=600Mpa彎曲疲勞極限0-FE=450Mpa大齒輪用45鋼正火，齒面硬度156217HBs解除疲勞極限6Hiim

14、=380Mpa彎曲疲勞極限(TFE=300Mpa由課本P171表11-5,取Sh=1.0,S=1.25,(TH1=(THiim/SH=600/1.0=600Mpa(tf1=(TFEZSF=450/1.25=360Mpa(TH2|=(THiim/SH=380/1.0=380Mpa心=FE/SF=300/1.25=240Mpa2、按齒面接觸疲勞強度設計Z=7F0=51NFq=704N材質(zhì)：45#鋼(T Hlim1=600Mpa(T Hlim2=380Mpa(T H1=600Mpa(T H2=380Mpa由課本P168表11-2,齒輪按7級精度制造，由課本P169表11-3,Ti=33617NJ-

15、mm取載荷系數(shù)K=1.2,由課本P175表11-6,取齒寬系數(shù)旌=1.2,且已知齒輪的傳動比i=4，小齒輪上的轉(zhuǎn)矩：Ti=9.55xl06xPi/n1=9.55X106x1.665/473=33617Nmm由課本P171表11-4,取彈性系數(shù)Ze=189.8,由課本P171式(11-3)d1>(2KT(u+1)Ze2Zh2/小du42)1/3Zi=20, Z2=80 b2=70mm b二75mm m=3 d二60mm d2=240mm a=150mm=(2X1.2X33617X(4+1)X189.82X2.52/1.2/4/3802)1/3=58.5mm齒數(shù)取zi=20,Z2=80,故：

16、模數(shù)m=d/z1=58.5/20=2.925mm齒寬b=(|)dd二1.2x58.5=70.2mm,取b2=70mmb1二75mm由課本P57表4-1取m=3實際的d二60mmd2=240mm中心距a=(d+d2)/2=(60+240)/2=150mm3、驗算輪齒彎曲強度由課本P137圖11-8齒形系數(shù)YFa1=2.92$=2.23由課本P174圖11-9修正系數(shù)YSa1=1.56,%a2=1.77。由課本P172式(11-5)(TF1=2KTYFa1YSa1/(bm2Z1)=2X1.2X33617X2.92乂1.56/(70X32X20)=8.2MPa<(TF1=360Mpa(TF1=

17、(TF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=8.2X2.23X1.77/2.92/1.56=7.1Mpa<(TF2=240Mpa都安全。4、齒輪的圓周速度V=1.49m/sv=ttdm/(60X1000)=兀X60X473/(60X1000)=1.49m/s5、幾何尺寸綜合分度圓直徑d二60mmd2=240mm中心距a=150mm齒輪寬度b2=70mmb二75mm六、軸的設計計算1、軸的結(jié)構(gòu)和材料設計根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。選取軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。查課本P241表14-1得，強度極限6B=650MPa屈服極限6s=

18、360MPa彎曲疲勞極限6-1=300MPa由課本P246表14-3得，對稱循環(huán)狀態(tài)下的許用彎曲應力（r-1b=60MPa2、兩軸的功率P、轉(zhuǎn)數(shù)n和轉(zhuǎn)矩TR=1.665kWn1=473r/minTi=33.62N-m；P2=1.6kWn2=119r/minT2=128.4N-m=Ft1=1121NFt2=1070NFr1=408NFr2=390NFa1=Fa2=03、作用在齒輪上的力由課本P168式（11-1）得，圓周力Ft1=2T1/d1=2X33.62X103/60=1121NFt2=1070N由課本P168式（11-1a）得，徑向力Fr1=Rtana=1121Xtan200=408NF2

19、=390N由于齒輪為圓柱直齒輪，故軸向力Fa1=Fa2=04、確定軸的直徑和長度由課本P245表14-2,取C=11Z由課本P245式（14-2）得d»C(Pi/ni)1/3=112X(1.665/473)1/3=17.04mmd2>C(R/n2)1/3=112X(1.6/119)1/3=26.63mm考慮到有鍵槽，d2=1.05x26.63=27.96mni取d1二18mmd2=28mmd1=18mmd2=28mm取L=110mm危隨截面當垂彎矩從動軸受力簡圖深溝球軸承6208,其尺寸d x DX B=40mmx 80mme 18mmLh=48000h平鍵8X30三5、軸的強

20、度校核(校核低速軸2)(1)垂直面支承反力與水平面支承反力Fiv=(FrL-Fad2)/2L=195NF2v=195NFih=F2h=H/2=1070/2=535N(2)垂直面與水平面的彎矩Mav=F2vL/2=195X0.11/2=10.725NmMav=FivL/2=10.725NmMh=FihL/2=535X0.11/2=29.425N-m(3)合彎矩M=(Mv2+M；)1/2=(10.7252+29.4252)1/2=31.32N-m(4)軸傳遞的轉(zhuǎn)矩T=Fd2/2=1070X0.028/2=14.98N-m(5)危險截面的當量彎矩軸的扭切應力是脈動循環(huán)變應力，取折合系數(shù)a=0.6M=

21、(M2+(aT)2)1/2=(31.322+(0.6X14.98)2)1/2=32.58N-m(6)校核由課本P247式(14-6)d>(M/0.1(T-1b)1/3=(32.58X1000/0.1X60)1/3=17.58mn<28mm安全。七、滾動軸承的選擇計算1、軸承的選擇由于軸承只承受徑向荷載，故選用深溝球軸承。參照機械設計基礎課程設計指導書附錄5附表5-1,6208兩對，其基本額定動荷載C2=29.5kN,徑向額定靜荷載C0=18.0kN。2、當量動荷載計算軸承的徑向荷載Fr1=408N,Fr2=390N軸向荷載Fa產(chǎn)Fa2=0。查課本P280表16-11得，X=1,Y=

22、0,由課本P279式(16-4)Pi=XFi+YEi=408NP2=390N3、軸承壽命校核根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=16X300X10=48000小時由課本P279表16-8,取ft=1;由課本P279表16-9,取fp=1.5。球軸承的壽命指數(shù)e=&由課本P279式(16-3)得一6Lh=0_fCL=106x29.5X1033/60X119X(1.5X390)360nfpPp=1795975h>48000h預期壽命足夠。八、鍵的選擇計算所用的鍵連接都采用平鍵連接。查機械設計基礎課程設計指導書附錄4附表4-1,對于在齒輪連接處的鍵，取公稱尺寸bxh=8mrm(7mm即鍵8X3

23、0,鍵槽用鍵槽銃刀加工。對于在低速軸與聯(lián)軸器間的鍵，高速軸與V帶間的鍵，取公稱尺寸bxh=8mm<7mm即鍵8X30,鍵槽用鍵槽銃刀加工。選用45鋼，查課本P158表10-10,許用擠壓應力（Tp=100MPa已知：轉(zhuǎn)矩T=128.4X10Nmm軸徑d=28mm鍵圖h=7mm鍵長l=30mn由課本P158式（10-24）（Tp=4T/dhl=4X128.4X103/（28X7X30）=87MPac（rp=100MPa合格。九、聯(lián)軸器的選擇由于轉(zhuǎn)矩變化很小，查課本P291表17-1,取K=1.3,由課本P291式（17-1）得，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tc=KAT=1.3X128.4=166.92

24、N-m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩條件，查機械設計基礎課程設計指導書附錄6附表6-4,選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為250NJ-m，許用轉(zhuǎn)速n=3800r/min。Y型軸孔，A型鍵槽，軸孔長度L=82mm聯(lián)軸器的孔徑d2=35mm十、潤滑油及潤滑方式的選擇由于齒輪的圓周速度v=1.49m/s<12m/s,故米用浸油潤滑。圓柱齒輪浸在油中的深度H應該在10mnr30mm查課本P258表15-2,潤滑油選用L-AN46由于軸的直徑與轉(zhuǎn)速之積小于（1.52）X105,故對軸承米用脂潤滑，填入軸承室的潤滑脂通常填泄具空間的1/31/2。查機械設計基礎課程設計指導書附錄7附表7-2,潤滑脂選用ZL-3。、箱體設計TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器齒輪浸油潤滑L-AN46軸承脂潤滑ZL-3名稱符號尺寸（mrm機座壁厚10機蓋壁厚6110機座凸緣厚度b10機