机械设计课程设计卷筒输送机减速器设计（全套图纸）.doc

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1、机械设计课程设计（减速器）完整版CAD图纸，联系153893706姓 名：年 级：02 级班 级：交通 1 班 学 号：2002355101 指导老师： 2011年1月17日题目：如下图所示，设计出卷筒输送机减速器，已知F=1500N，V=1.1m，D=220mm。要求减速器使用年限为十年，一班制，卷筒单向动转，且载荷平稳，在有粉尘的室内工作，允许三年一大修。一、电动机的选取：1初定取V带的传动效率1=0.95，圆柱齿轮2=0.97,滚动轴承3=0.联轴器4=0.98,卷筒5=0.96。 故减速器的总传动效率 a=1.2.3.4.5=0.82 因此所选电动机功率 Pd= = =2.01KW 卷

2、筒的转速 n=95.54r/minV带传动比合理选择范围i1=24,一级圆柱齿轮减速器合理选择范围传动比i2=37,因此总传动比的合理范围 ia=i1i2=68 因此，电动机转速可选范围 na=ian=（628）95054=5732675 r/min根据所需电动机功率和转速可选范围，选用额定功率为2.2KW,同步转速为1500r/min的电动机,型号为Y100L1-4。其各种参数如下:型号额定功率KW满载时电流(A)效率(%)功率因数cos转速(r/min)Y100L1-42.25.0810.821400电动机满载转速 nm=1400r/min减速器的总传动比 ia=nm/n=1400/95.

3、54=14.65初选V带传动比 i1=3 , 齿轮传动比 i2=4.88 轴的转速 n1=nm/i1=1400/3=466.67r/min 轴的转速 n2=n1/i2=95.63卷筒转速 n3=95.63各轴的输入功率 轴:P1=Pd1=2.010.95=1.91 KW 轴: P2=P123=1.910.970.98=1.82 KW卷筒: P3=P234=1.810.980.98=1.75 KW电动机的输出扭矩 Td=9550Pd/nm= 9550=13.71 N.m各轴的输入扭矩 轴:T1=Td1i1=13.710.953=39.07 N.m轴: T2=T123i2=181.24 N.m卷筒

4、: T3=T234=174.06 N.m 二、V带传动的设计1由于载荷不大,选用普通V带。2 确定计算功率Pca=KAPd=1.12.01=2.21 KW 3选择带型 根据Pca 与n1=1400r/min,由图8-8确定选用Z型4.确定带轮基准直径 由图8-8取主动轮的基准直径 dd1=90 mm 于是从动轮基准直径dd2= dd1i1=903=270 mm5.根据表8-7,取dd2=280 mm 按式(8-13)验算带的速度 V=dd1n1/(601000)=6.59 m/s25 m/s6.确定普通V带的基准长度和传动中心距 根据0.7(dd1+ dd2)a01200 因此,主动轮上的包角

5、合适。8计算普通V带的根数Z 由式（8-22） Z=Pac/（PO+PO）KKL 由 n1=1400r/min，dd1=90 mm，i=3，查表8-5c和表8-5d得 PO=0.86 PO=0.03查表8-8得K=0.92,查表8-2得KL=1.14则Z=2.37取Z=39.计算预紧力F0由式（8-33） F0=500（-1）+qV2 查表8-4，得q=0.06kg/m,故 F0=500(-1)+0.06(6.59)2 =97.21 N 10.计算作用在轴上的压轴力Fp ,由式(8-24)得Fp=2ZF0sin=2397.21sin=567.4 NV带轮的选择由主.从动轮的基准直径,选用腹板式

6、V带轮 其宽度B=(Z-1)e+2f=(3-1)12+28=40mm三、齿轮的设计.选择齿轮类型.精度等级.材料及齿数1. 由表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为260HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为220HBS.二者材料硬度差为40HBS,精度等级为7。2. 选小齿轮齿数Z1=20，大齿轮齿数Z2=i2Z1=4.8820=97.6取Z2=98.按齿面接触强度计算 由设计计算公式d1t2.321.试选载荷系数Kt=1.22.小齿轮传递的转 T1=38.29103=3.829104 N/min3.由表10-7选取齿宽系数d=14.由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=

7、189.8MPa5.由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600 MPa大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa6.由式N1=60n1jLh=60466.671(836510)=8.176108 N2=60n2jLh=60466.671(836510)=8.1761087.由图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN1=0.92 KHN2=0.978.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式=KNlim/S H1=KHN1Hlim1/S=0.92600=552 MPaH2=KHN2Hlim2/S=0.97550=533.2 MPa.计算试算

8、小齿轮分度圆直径d1t,代入H中较小的值d1t2.32=44.41 mm1计算圆周速度V V=3.25 m/s2设计齿宽b B=dd1t=144.41=44.41 mm3计算模数与齿高之比b/n模数: mt=d1t/Z1=44.41/20=22.21 mm齿高:h=2.25mt=2.2522.21=5.00 mm b/h=44.41/5.00=8.884计算载荷系数根据V=3.25m/s,7级精度.由图10-8查得动载荷系数Kv=1.1,假设KAFt/b100N/mm,由表10-3查得KH= KF=1.2由表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承对称布置时 KH =1.12+0.18 +0.23

9、10-3b=1.31 由b/n=8.88, KH=1.31,查图10-13得KF=1.25 故载荷系数K=KAKvKHKH=11.11.21.31=1.7295按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式d1=d1t 得 d1=44.41=50.16 mm6计算模数m m=d1/Z1=50.16/20=2.51 mm.按齿根弯曲强度设计 由式(10-5)得弯曲强度的设计公式 m.确定公式内的各计算数值1由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=480 Mpa FE2=370 Mpa 2由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86 KFN2=0.8

10、8 3.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.2,由式(10-12)得 Mpa Mpa4.计算载荷系数 KK=KAKVKFKF=11.11.21.25=1.65 5.查取齿形系数 由表10-5查得过且过Ya1=2.80 Ya2=2.186.查取液压力校正系数 由表10-5可查得Ysa1=1.55 Ysa2=1.79 7计算大.小齿轮的并加以比较 =0.01262 =0.01438大齿轮的数值大.设计计算 m=1.656 mm 对比齿面接触疲劳强度计算的模数m与齿根弯曲疲劳强度计算的模数m,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,因此可取弯曲强度算得的m=1.656,

11、并给予圆整为标准值m=2mm,按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=50.16,算出小齿轮齿数. Z1=25 大齿轮齿数 Z2=Z1i2=254.88=122这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度.几何尺寸计算1. 计算分度圆直径 D1=Z1m=252=50.0 mm D2=Z2m=1222=144 mm2. 计算中心距a=147.0 mm3. 计算齿轮宽度B=dd1=150.0=50.0 mm 取B2=50 B1=55.验算Ft=1531.6 N =30.63N/mm100N/mm四、轴的设计1. 初步确定轴的最小直径先按式dmin=A0 估算轴的最小直径,选取

12、轴的材料为45钢,经调质处理,由前面计算结果可知P=1.91KW n=466.67r/min, 再根据表15-3,查得A0=120 因此dmin=A0=120=19.2 mm轴最小直径是安装V带轮处的直径,为使其与V带轮配合. 取d1-2=20mm,并由V带轮宽度,取L1-2=40mm 2为防止箱体壁误差影响，取壁厚比轴承宽大10mm，已知轴承的宽为15mm，并使箱体壁与V带轮的距离为30mm， 因此 L2-3=35mm，轴肩高h=1mm3 由受力情况可知，轴处的轴承受力较大，并且靠近V带轮的轴承最大，由下受力图得 轴承的径向受力为Fr1=1610 N 初步计算当量动载荷P，根据式（13-8a

13、） P=Fp（XFr+YFa） 由于Fa=0，因此Fa/Fr1e 按表13-6，取Fp=1 按照表13-5,X=1,Y=0 因此 P=1(11610+00)=1610 N .根据式(13-6),求轴承应有的基本额定动载荷值 C=P 由于三年为一个大修期,因此,=33658=8760,n=1400/3 因此,C=1610=10078.13 N 按照设计手册选择C=10790 N 的轴承36205,此轴承的基本额定静载荷C0=69500 N.此轴承的各参数如下:内圈直径d外圈直径D轴承宽度B25 mm 52 mm 15 mm 因此轴承的安装内径为25 mm，因此取h=1.5 mm，并取齿轮与机箱内

14、壁的距离S=16 mm,为了套筒能紧靠齿轮,取L4-5=52 mm.(小于齿轮的宽度55 mm), 因此 L3-4=20+16+3=39 mm4. 取齿轮安装直径d=30,4-5段的轴肩h=2.5 mm,L5-6=12,h=2.5 mm5. 取d7-8=25,L7-8=1,D6-7=30,L6-7=96. 轴上零件的周向定位 齿轮.V带轮与轴采用圆头平键联接,由齿轮处的直径d=32 mm查得,平键的尺寸为bhL=10 mm8 mm40 mm,键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6,同样,V带轮与轴选用的平键的尺寸为bhL=6 mm6 mm

15、28mm，带轮与轴的配合为H7/k6。轴承与轴借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸公差为m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表15-2，取轴端倒角为2450，各处轴肩圆角R=1.求轴上的载荷(估算)1. 将轴的受力近似简化为如右图所示,得出轴的弯矩图如下. 结合轴的扭矩和弯矩图可知,截面3与轴4-5的中点是危险截面.2. 接弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5),取=0.6,截面3左端的直径较小,求得其计算应力 ca=38.5Mpa 再由式(15-5),取=0.6,计算轴4-5中点的计算应力 =13.4Mpa 前面已选轴的材料为45钢,调质处理.由表15-1查得=60Mpa 因此ca

16、, 故安全.确定较核轴的疲劳强度1. 危险截面的确定截面2基本上只受扭矩的作用(弯矩极小),截面3并无因安装配合引起的液压力集中,只有4.5截面由于过盈引起严重的应力集中,而5截面的直径较大,并且不受扭矩的作用.因此,只需验证4截面左右两侧的强度.2. 截面4左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1253=1562.5mm抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2253=3125mm截面4左侧的弯矩为 M=35400=11800 Nmm 扭矩为 T3=39070 Nmm 截面上的弯曲应力 =7.55 Mpa 扭转切应力 =12.5 Mpa由表15-1查得=640 Mpa, =275 Mpa, =1

17、55 Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表3-2查取,由=0.08, =1.2 查得=1.62, =1.17又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82, q=0.85故有效应力集中系数按式(附3-4)得 =1+(-1)=1+0.82(1.62-1)=1.51 =1+(-1)=1+0.85(1.17-1)=1.14由附图3-2得尺寸系数=0.87再由附图3-3得扭转尺寸系数 =0.89轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 =0.92轴未经表面硬化处理,即=1,则按式(3-12)及(3-12a)得综合系数值为 =+-1=+-1=1.82 =+-1=+-1=1.37

18、由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1,可取 =0.1, =0.05于是计算安全系数Sca值,按式(15-6)-(15-8)则得 =20.01 =17.46 =13.16S=1.3 故可知其安全.3. 截面4右侧 抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1303=2700mm抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2303=5400mm弯矩及弯曲应力为 M=35400=11800 Nmm =4.37 Mpa 扭矩及扭转切应力为 T3=39070 Nmm =7.24 Mpa 过盈配合各处的,由附表3-8用插入法求出,并取=0.8,得 =1.79 =0.81.79=1.43轴按磨削加工

19、,由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数值为 =+-1=1.79+-1=1.88 =+-1=1.43+-1=1.52取 =0.1, =0.05所求轴在截面4右侧的安全系数 =33.47 =27.27 =21.14S=1.3因此,该轴在截面4右侧的强度也是足够的.五、轴的设计 1.初步确定轴的最小直径先按式dmin=A0 估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,经调质处理,由前面计算结果可知P=1.82KW n=95.63r/min,再根据表15-3,查得A0=120 因此dmin=A0=120=32.04 mm轴最小直径是安装取轴器处的直径,为使其与联轴器配合. 由于卷筒的载荷平稳

20、,且转速不高,故选用凸缘联轴器联轴器所要承受的转矩 T=9550=9550=177.76 由工作条件,根据表14-1查得工作情况系数KA=1.3 故由式(14-3)得计算转矩为 Tca=KAT=1.3=231.09 N 因此,选用YLD5型凸缘联轴器,再根据YLD5型凸缘联轴器的许用转矩为400 N,许用最大转速为8000.安装直径为d=35mm,L=82mm 故取d1-2=20mm, L1-2=82mm 2为满足半取轴器定位,取d2-3 =41 mm,并L2-3=50mm. 3由前面计算可知只要型号大于36205,即可满足强度条件,为符合安装尺寸,选用36209,其各参数如下:内圈直径d外圈

21、直径D轴承宽度B45 mm 85 mm 19 mm故d3-4=d7-8= 41 mm, L7-8 =18 mm, L3-4 =18+3.5+16+3+2.5=43 mm 4.为安装齿轮，取d4-5=50，L4-5=50-3=475为安装轴承需要，取d6-7=52，L6-7=10 d5-6=55，L5-6=12 .轴上零件的周向定位 齿轮.联轴器与轴采用圆头平键联接,由齿轮处的直径d=50 mm查得,平键的尺寸为bhL=14 mm9 mm35 mm,键槽用键槽铣刀加工,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6,同样,联轴器与轴选用的平键的尺寸为bhL=10 mm

22、8 mm70mm，带轮与轴的配合为H7/k6。轴承与轴借过渡配合来保证，因此选用轴的直径尺寸公差为m6。 7确定轴上的圆角和倒角的尺寸 由表15-2，取轴端倒角为2450，各处轴肩圆角如零件图所示.求轴上的载荷(估算)1 将轴的受力近似简化为如右图所示,得出轴的弯矩图如下. 结合轴的扭矩和弯矩图可知,截面3与轴4-5的中点是危险截面.2接弯扭合成应力校核轴的强度 由式(15-5),取=0.6,计算轴4-5中点的计算应力ca=3.7 Mpa 由材料的选定可知=60Mpa 因此ca, 故安全.确定较核轴的疲劳强度1.危险截面的确定截面2.3只受扭矩的作用,而6.7只受小量弯矩的作用,只有4截面由于

23、过盈引起严重的应力集中,并且弯矩跟扭矩都很大,但5截面的直径较大,并且不受扭矩的作用.因此,只需验证4截面左右两侧的强度.2 截面4左侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1453=9112.5mm抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2453=18225mm截面4左侧的弯矩为 M=28280.7=19578.9 Nmm 扭矩为 T3=181240 Nmm 截面上的弯曲应力 =2.15 Mpa 扭转切应力 =9.94 Mpa由表15-1查得=640 Mpa, =275 Mpa, =155 Mpa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按附表3-2查取,由=0.04, =1.11 查得=2.00

24、, =1.32又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82, q=0.85故有效应力集中系数按式(附3-4)得 =1+(-1)=1+0.82(2.00-1)=1.51 =1+(-1)=1+0.85(1.32-1)=1.14由附图3-2得尺寸系数=0.71再由附图3-3得扭转尺寸系数 =0.83轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为 =0.92轴未经表面硬化处理,即=1,则按式(3-12)及(3-12a)得综合系数值为 =+-1=+-1=2.65 =+-1=+-1=1.58由碳钢的特性系数取值范围=0.1-0.2,=0.05-0.1,可取 =0.1, =0.05于是计算安全系数Sca值

25、,按式(15-6)-(15-8)则得 =48.27 =19.13 =17.78S=1.3故可知其安全.3 截面4右侧抗弯截面系数 W=0.1d3=0.1503=12500mm抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2503=25000mm弯矩及弯曲应力为 M=28280.7=19578.9 Nmm =1.57 Mpa 扭矩及扭转切应力为 T3=181240 Nmm =7.25 Mpa 过盈配合各处的,由附表3-8用插入法求出,并取=0.8,得 =2.18 =0.82.18=1.74轴按磨削加工,由附图3-4得表面质量系数为=0.92故得综合系数值为 =+-1=2.18+-1=2.27 =+-1=1

26、.74+-1=1.83取 =0.1, =0.05所求轴在截面4右侧的安全系数 =77.16 =22.74 =21.81S=1.3因此,该轴在截面4右侧的强度也是足够的.键的校核： 由于轴安装V带轮处的键尺寸最小，且由于功率损失，键的受力最大。因而只需校核V带轮处的键即可。键的尺寸为bhL=6628。F=3907 N 键的挤压面积和剪切面积 A=628=168mm2 =（28-6）6+32=160.26mm2 挤压应力和剪切应力分别为 Mpa =0.24 Mpa 因此所有的键符合强度条件。六、减速器的润滑1 润滑的方式选择齿轮用润滑油润滑，并利用箱内传动件溅起的油润滑轴承。2 密封方式的选择由于

27、轴与由轴承接触处的线速度较小，采用毡圈密封3 润滑油的选择该减速器为一般减速器，经机械手册可选用中负载工业齿轮油320润滑。七、减速器箱体结构尺寸1底座壁厚，2箱盖壁厚3箱座凸缘厚度4底座上部和箱盖凸缘厚度5箱座下部凸缘厚度6加强肋厚度7地底螺栓直径，8地底螺钉数目n=49轴承旁联接螺栓直径 10箱盖与箱座联接螺栓直径 11联接螺栓的间距 12窥视孔盖螺钉直径13轴承盖螺钉的直径数目为414轴承外径15轴承盖固定螺钉中心分布圆直径16轴承座的凸缘外径17轴承螺栓中心线件距离 18，至外箱壁距离19，至凸缘边缘距离20轴承旁凸台半径21凸台高度 22减速器箱盖和底座宽度23大齿轮齿顶至与箱体内壁间的距离八、总结 1 机械设计是一项综合性很强的课程，需要由AtoCad、画法几何、工程力学等学科的知识，需要很高的创新素质。 2 设计的时候要由耐心和恒心意志力，而且要细心。 3. 设计之前要有充分的资料准备，到图书馆借齐所需要的工具书。 4 设计时要注意上下环节的连接，而且要适当参考别人的意见毕竟团体合作的力量总比一个人的好。 参考资料 1机械零件设计手册国防工业出版社杨黎明、黄凯、李恩至、陈壮贤主编、2机械设计课程设计指导书高等教育出版社龚桂义编3机械设计高等教育出版社濮良贵、纪名刚主编