机械设计课程设计传动装置总体设计.doc

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1、目录一 设计任务书2二. 传动装置总体设计3三选择电动机3四.V型带零件设计5五.带轮结构设计8六齿轮的设计8七轴的设计与校核13八低速轴的计算19九.轴承强度的校核25十键的选择和校核27十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择28十二箱体的设置29十三.设计总结31一 设计任务书二. 传动装置总体设计个人设计数据： 运输带的工作拉力 T(KN)_2.4_ 运输机带速V（m/s） _1.4_卷筒直径D（mm） _350_已给方案三选择电动机1传动装置的总效率：=122345式中：1为V带的传动效率，取1=0.96；22为两对滚动轴承的效率，取2=0.98；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97;

2、4为联轴器的效率，取4=0.98；5鼓轮传送带效率，取5=0.96所以，传动装置的总效率=0.96*0.97*0.98*0.98*0.98*0.96=0.841电动机所需要的功率 P=FV/=3.36/0.841=3.995KW2卷筒的转速计算 nw=60*1000V/D=60*1000*1.4/3.14*350=76.43r/min V带传动的传动比范围为;机械设计第八版142页一级圆柱齿轮减速器的传动比为i22，10 ；机械设计第八版413页总传动比的范围为6，20；则电动机的转速范围为763,1908;3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y系列三相异步电动机，根据电动机所需的

3、功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸也相应的增大，所以选用Y132M-6型电动机。额定功率4KW，满载转速960（r/min）,额定转矩2.0（N/m）,最大转矩2.0（N/m） 4、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比ib=n/nw=960/76.4=12.56式中：为电动机满载转速；为工作机轴转速。取V带的传动比为i1=4.187，则减速器的传动比i2=ib/4.187=3;5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：n1=n/i1=960/4.187=229.29 r/min;轴：n2=ni/12.56=76.43;r/min卷筒轴：n3=n2=73

4、.43 r/min7.计算各轴的功率轴：P1=P1=40.96=3.84(KW);轴P2=P123=3.840.980.97=3.65(KW);卷筒轴的输入功率：P3=P234=3.650.980.98=3.5(KW)8计算各轴的转矩电动机轴的输出转转矩：T1=9550P/n=95503.995/960=39.7 Nm轴的转矩：T2=T1*i1*1*2=39.7*4.187*0.96*0.98=156.5 Nm轴的转矩：T3=T2i2*23=156.530.980.97=446.3Nm 四.V型带零件设计 1.计算功率： -工作情况系数，查表取值1.3;机械设计第八版156页-电动机的额定功率

5、2.选择带型根据，n=960r/min,可知选择B型；机械设计第八版157页由表86和表88取主动轮基准直径 则从动轮的直径为 据表88，取3.验算带的速度=7.54m/s机械设计第八版157页7.54m/s 25m/sV带的速度合适4、确定普通V带的基准长度和传动中心矩根据0.7(+)2(+)，初步确定中心矩机械设计第八版152页=1200mm5.计算带所需的基准长度：= =3672.6mm机械设计第八版158页由表82选带的基准长度=3550mm6.计算实际中心距a=1138.7mm 机械设计第八版158页验算小带轮上的包角= 7.确定带的根数ZZ 机械设计第八版158页由， 查表84a和

6、表84b得 =1.95，=0.11查表85得：0.94,查表82得：1.17，则Z =4.4/(1.95+0.11)0.94 1.17=1.94取Z=2根8.计算预紧力机械设计第八版158页查表8-3得q=0.1（kg/m）则9.计算作用在轴上的压轴力N 机械设计第八版158页五.带轮结构设计带轮的材料采用铸钢主动轮基准直径，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径，采用孔板式。六齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用7级精度（GB10095-88）；(3).选择材料。由表10

7、-1可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4).选小齿轮的齿数为24，则大齿轮的齿数为243=72。2按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即 机械设计第八版203页选用载荷系数=1.3计算小齿轮传递的转矩由表10-7选定齿轮的齿宽系数；机械设计第八版205页由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa3.计算应力循环次数=60228.61（1630015）=9.87；机械设计第

8、八版206页=9.87/3=3.29取接触疲劳寿命系数=0.91, =0.95;机械设计第八版207页4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，得=546Mpa=522.5Mpa机械设计第八版205页5.计算接触疲劳许用应力。1)试算小齿轮分度圆的直径，带入中较小的值=68.9mm(1)计算圆周的速度=0.824m/s(2)计算齿宽b=1.468.9mm=96.46mm(3)计算齿宽和齿高之比。模数=2.87 mm齿高=2.252.87=6.46 mm14.93(4）计算载荷系数。根据V=0.824mm/s;8级精度，可查得动载系数=1.18；机械设计第八版194页直齿轮 =

9、1;可得使用系数 =1;机械设计第八版193页用插图法差得8级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423； 机械设计第八版196页由14.94，=2.461 可得=1.8故载荷系数=2.9 机械设计第八版192页(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。=90mm(6）计算模数m。=3.75mm；6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式 ；机械设计第八版201页（1）确定公式内各计算数值1)查表可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa; 大齿轮的弯曲强度极限=380 Mpa 机械设计第八版209页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数=0.85, =0.88；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲

10、劳安全系数S=1.4，由式可得=303.57 Mpa=236.14 Mpa计算载荷系数K =2.016查取齿形系数。查得 2.65 2.24机械设计第八版200页6)查取应力校正系数。查表可得 = 1.58 =1.75机械设计第八版200页计算大，小齿轮的并加以比较。=0.0138= =0.0164大齿轮的数值大。（2）设计计算。 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，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，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数2.36并就近圆整为标准值m=2

11、.5，按接触强度计算得的分度圆直径=90mm，算出小齿轮数 = 36 大齿轮的齿数=336=108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，并做到结构紧凑，避免了浪费4.几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径=m=90mm= m=270mm(2)计算中心距=180mm（3）计算齿轮的宽度1.490=126 mm七轴的设计与校核高速轴的计算。（1）选择轴的材料选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s360MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 二. 初步估算轴的最小直径由前面

12、的传动装置的参数可知= 228.6 r/min; =3.84(KW)；查表可取=112； 机械设计第八版370页表15-3=28.5mm三轴的机构设计（1）拟定轴上零件的装配方案如图（轴1），从左到右依次为带轮、轴承端盖、轴承、轴套、小齿轮1、轴承。（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取=32 mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在端面上，故段的长度应比带轮的宽度略短一些，取带轮的宽度为50 mm，现取。带轮的右端采用轴肩定位,轴肩的高度，取=2.5 mm，则=37 mm。轴承端盖的总宽度为20 mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑

13、脂的要求，取盖端的外端面与带轮的左端面间的距离=30 mm，故取=50 mm.2.初步选择轴承。选用圆锥滚子轴承，由于轴 =37 mm，故轴承的型号为30308，其尺寸为40mm，90mm, T=25.25mm.所以=40mm， =25.25mm3. 3段为轴环，直径=54mm. 8mm取齿轮距箱体内壁间距离a15mm， 考虑到箱体的铸造误差，4.在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s8mm，则= 48.25mm同理=15mm，=50 mm5.131-4=127mm 46mm至此，已经初步确定了各轴段的长度和直径（3）轴上零件的轴向定位齿轮，带轮和轴的轴向定位均采用平键链接（详细的

14、选择见后面的键的选择过程）（4）确定轴上的倒角和圆角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径 R=1.6mm (四)计算过程 1.根据轴的结构图作出轴的计算简图，如图，对于30308轴承，简支梁的轴的支承跨距： L=93.75+93.75=187.5mm =93.75mm，=93.75 mm, 2.作用在齿轮上的力=3493.6N=1271.6N计算合成支反力841.3N 638.8N计算弯矩水平面的弯矩12153.8垂直面弯矩59606.25合成弯矩根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，可看出C为危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反

15、力512.1N64.8N635.8N635.8N总弯矩=12153.75=59606.25扭矩T=157211.553.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力=11.5MpaS=1.5（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.5）故该轴在截面4-5左侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。八低速轴的计算1.轴的材料选取选取45钢，调制处理，参数如下:硬度为HBS220抗拉强度极限B650MPa屈服强度极限s3

16、60MPa弯曲疲劳极限1270MPa剪切疲劳极限1155MPa许用弯应力1=60MPa 2.初步估计轴的最小直径轴上的转速 功率由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知 =76.2；=3.58 取=11240.4输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径.为了使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取.则1.3x448674.5=583276.9按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件。查机械设计手册，选WH7型十字滑块连轴器，半联轴器孔的直径d=42mm，长度L84mm。3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定

17、轴的各段直径和长度。（1）选取d=42mm, =82mm。因1轴右端需要制出一个定位轴肩，故取50mm （2）初选滚动轴承。选用圆锥滚子轴承，参照工作要求， 由轴知其工作要求并根据55mm，选取圆锥滚子轴承30311型,由机械设计手册查得轴承参数：轴承直径：d55mm ； 轴承宽度：B29mm，D=120mm 所以， （3）左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。取30311型轴承的定位轴肩高度h=4mm,因此，取=72mm =10mm（4）取齿轮处的轴段的直径60mm；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为126mm,取=122mm（5）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便

18、于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端面间的距离l 30mm， 故取=50mm（6）因为低速轴要和高速轴相配合，其两个齿轮应该相重合，所以取=58.5mm=31.5mm.(7）轴上零件的周向定位。齿轮、带轮与轴的周向定位均采用平键联接（详细选择过程见后面的键选择）。（8）确定轴上的圆角和倒角尺寸参考课本表152，取轴端倒角为145，各轴肩处的圆角半径为R2mm4.计算过程（1）根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。因此作为简支梁的支点跨距 92.5+92.5=185mm（2）计算支反力 作用在低速轴上的= 1209.7N=3323.5N2)计算弯距

19、55948.625根据轴的计算简图做出轴的弯距图和扭距图。可看出c截面为最危险截面，现将计算出的截面C处的及M的值列于下表3：载荷水平面H垂直面V支反力2117N=211.7N=604.85N总弯距M=55948.625扭距TT448672.55.按扭转弯曲切应力校核进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面C）的强度。根据课本式155及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力112.73Mpa已由前面查得许用弯应力1=60MPa，因1.5（因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.5）故该轴在截面4-3度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环

20、不对称性，故可略去静强度校核。 九.轴承强度的校核1.高速轴上的轴承校核按照以上轴的结构设计，初步选用型号30311圆锥子轴承。1）轴承的径向载荷轴承1 F=816.4N轴承2 F=638.8N2)轴承的计算轴向力对于30308轴承派生轴向力，其中e为判断系数，其值0.35则 无其他轴向力。查机械设计手册得30308额定动载荷C90.8KN故 X=1 Y03）求当量动载荷P 4）验算轴承寿命，根据式（13-5）已知轴承工作寿命为因为，故所选轴承满足工作寿命要求。2.低速轴上的轴承的校核选用轴承30311，查机械设计手册得基本额定动载荷轴承的径向力计算：轴承3 604.85N轴承4 604.85

21、N 因为 =，以任意轴承为校核对象 Pr=604.85N72000h所选轴承合适。十键的选择和校核1.选择键的链接和类型一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求。应选用平键联接。由于轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）。选择小齿轮的键。根据d46mm，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度b8mm，键高h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长L40mm2.校核键连接的强度键、轴、轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用挤压应力=100-120MPa,取其平均值。110MPa.键的工作长度lL-b=40-8=32mm键与轮毂键槽的接触高度k0.5h=0.57=3.5mm由式（6-1）得，故合适。

22、键的类型为键408 GB/1096-19793.带轮上的键的选择带轮处键位于轴端，选择 键 4510 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=108长度L=45mm，键材料用铸钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b35mmk0.5h0.584mm。 故合适。4.大齿轮上的键的选择选择 键 11018 GB/T109679，查表得公称尺寸bh=1811 长度L=110mm键材料用45钢，查课本得许用挤压应力100120Mpa，取键的工作长度lL-b102mmk0.5h0.5115.5mm故合适。5.联轴器上的键的选择键位于轴端，选单圆头平键（C型）b=12mm,h=

23、8mm,L=70mm.工作长度ll-b=58mm，k0.5h4mm 故合适。选择键C7012 GB/T1096-1979十一减速箱的润滑方式和密封种类的选择1.润滑方式的选择在减速器中，良好的润滑可以减少相对运动表面间的摩擦磨损和发热，还可起到冷却散热防锈冲洗金属磨粒和降低噪声的作用，从而保证减速器的正常工作及寿命。齿轮圆周速度：高速齿轮V1=d1n1/(601000)= 0.824m/s2m/s 低速齿轮 V2=d2n2/(601000)1.1m/s2m/s由于V均小于2m/s，而且考虑到润滑脂承受的负荷能力较大、粘附性较好、不易流失。所以轴承采用脂润滑，齿轮靠机体油的飞溅润滑。2.润滑油的

24、选择由于该减速器是一般齿轮减速器，故选用N200工业齿轮油，轴承选用ZGN2润滑脂。3.密封方式的选择输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀，要求设置密封装置。因用脂润滑，所以采用毛毡圈油封，即在轴承盖上开出梯形槽，将毛毡按标准制成环形，放置在梯形槽中以与轴密合接触；或在轴承盖上开缺口放置毡圈油封，然后用另一个零件压在毡圈油封上，以调整毛毡密封效果，它的结构简单。所以用毡圈油封。 十二箱体的设置名称计算公式结 果机座壁厚=0.025a+1810mm机盖壁厚11=0.02a+1810mm机座凸缘壁厚b=1.515 mm机盖凸缘壁厚b1=1.5115mm机座底凸

25、缘壁厚b2=2.525mm地脚螺钉直径df =0.036a+12=1920mm地脚螺钉数目a1.214 mm齿轮端面与箱体内壁距离2210 mmdf,d1,d2至外机壁距离C1=1.2d+(58)C1f=30mmC11=20mmC12=20mmdf,d1,d2至凸台边缘距离C2C2f=24mmC21=20mmC22=16mm机壳上部（下部）凸缘宽度K= C1+ C2Kf=54mmK1=40mmK2=36mm轴承孔边缘到螺钉d1中心线距离e=(11.2)d116mm轴承座凸起部分宽度L1C1f+ C2f+(35)58 mm吊环螺钉直径dq=0.8df16mm十三.设计总结经过三礼拜的紧张有序的忙

26、碌课程设计终于完工了，我觉得能做类似的课程设计是十分有意义，而且是十分必要的。再过去的三年中我们学习了很多专业课，觉得自己在机械领域也从门外汉变成了内行人，也想把自己学的知识在实际中演练一遍。如何把我们所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？我想做类似的大作业就为我们提供了良好的实践平台。在做本次课程设计的过程中，我感触最深的当数查阅大量的设计手册了。为了让自己的设计更加完善，更加符合工程标准，一次次翻阅机械设计手册是十分必要的，同时也是必不可少的。我们是搞工程的不是艺术创作。艺术家可以抛开实际，尽情在幻想的世界里翱翔，我们是工程师，一切都要有据可依、有理可寻，不切实际的构想永远只能是构想，永

27、远无法升级为设计。作为一名专业学生掌握一门或几门制图软件同样是必不可少的，由于本次大作业要求用 ATUO cad制图，但觉得自己用的还不熟练，因此要想更加有效率的制图，我们必须熟练的掌握它。虽然过去应用cad较少，但在学习的过程中带着问题去学我发现效率好高，记得大一学cad时觉得好难就是因为我们没有把自己放在使用者的角度，单单是为了学而学，这样效率当然不会高。边学边用这样才会提高效率，这是我作本次课程设计的第二大收获。由于水平有限，本次课程设计难免会有错误，还望老师批评指正。十六：参考资料1.机械原理 孙桓、陈作模、葛文杰主编高等教育出版社 2006年2.机械设计 濮良贵 纪名刚主编 高等教育出版社 2001年3.机械设计手册 吴宗泽 罗圣田主编 高等教育出版社 1993年