機械設(shè)計-課程設(shè)計說明書-淺笑殤

1、目錄一、傳動方案擬定. 二、原始數(shù)據(jù).三、確定電動機的型號. .四、確定傳動裝置得總傳動比及分配. .五、傳動零件設(shè)計計算. .1、V帶. .2、齒輪.3、軸及滾動軸承設(shè)計計算. .六、軸承選擇和校核. .七、聯(lián)軸器的設(shè)計計算. .八、鍵聯(lián)接得選擇和強度校核. . .九、減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸十、潤滑方式的選擇.十一、技術(shù)要求.計算過程及計算說明帶式運輸機傳動圖如下：機械設(shè)計課程設(shè)計專用、一、傳動方案擬定二、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=5500N；帶速V=1.45m/s；滾筒直徑D=260mm。三、確定電機型號按已知的工作要求條件,選擇Y型全封閉籠型三相異步電動機1. 電動機功率的選擇1) 工作

2、機所需的電動機輸出功率為:(1)P / (2)P Fv/1000w P Fv / 1000 .w . 0.96×0.99×0.97×0.97×0.98×0.960.83p Fv /1000×0.835500×1.45 / 1000×0.839.58Kw2) 確定電動機的轉(zhuǎn)速 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為n 60 ×1000v / D 60 × 1000 × 1.45 / 260 106.6 r/min 按推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動的傳動比i 2 4,單級齒輪的傳動比i35, 則合理總傳動比

3、的范圍為i620，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： n i·n (620)×106.6 r/min 639 2131r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000 r/min 、1500 r/min,再根據(jù)計算出的容量,由附表8-1查出有三種適用的電動機型號,其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，。因此選定電動機型號為Y132M2-6，所選電動機的額定功率P9.58kw,滿載轉(zhuǎn)速n960 r/min，總傳動比適中，傳動裝置結(jié)構(gòu)較緊湊。所選電動機的主要外形尺寸和安裝尺寸如下表所示四、計算總傳動比和分配傳動比由選定電動機的滿載轉(zhuǎn)速n和

4、工作機主動軸的轉(zhuǎn)速n可得傳動裝置的總傳動比i n/ n,對于各級傳動為i為ii.i.ii 4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1)各軸轉(zhuǎn)速I 軸 n n/i960 / 2.5384 r/min 軸 n n/i384/ 3.6106.6 r/min卷筒軸n n106.6r/min2)各軸的輸入功率I 軸 PP. 9.58×0.969.19 kW 軸 P P.9.19×0.99×0.978.83 kW卷筒軸P P.8.83×0.99×0.978.48Kw3) 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電機軸T=9550 P/n=95.3 I 軸 TT. i. 95.3×

5、2.5×0.96228.6N. m 軸T T. i. 228.6×3.768×0.99×0.97791.07N.m卷筒軸 T T. . 791.07×0.99×0.97759.66N.m運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果列于下表： 軸名參數(shù)電動機軸I 軸 軸卷筒軸轉(zhuǎn)速n/(r/min)輸入功率P/Kw輸入轉(zhuǎn)矩T/ N. m9605.595.313843.84228.6106.63.69791.07106.63.54759.66傳動比I效率2.50.963.60.9610.96五.傳動零件的設(shè)計與計算（一.）V帶設(shè)計:已知P額9.58kw 轉(zhuǎn)速n

6、960 r/min 計算功率：PKP1.2×9.5811.6 kW 選取K1.2 P11.6 kW1. 選擇帶型：根據(jù)P11.6 kW和n384 r/min由表10-12選取A型2. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑：由表10-9確定d，did（1-）960/384×100×（1-0.02）=245mm，查表10-9取標(biāo)準(zhǔn)值 選取d100mm ， d245mm驗算帶速： V.d. n/60×1000 1-11 ×100×384/60×1000 5.02m/s因為5m/s< v <25m/s , 故符合要求。3.驗算帶長:初定中心

7、距a500mm L2 a(d d)/2 (d- d)/4 a 1-12 2×500(100250) /2(250-100) /4×500 1552 由表10-2選取相近的L1600mm4.確定中心距: aa( L- L)/2 1-13500(1600-1552)/2mm523mmaa 0.015 L(523-0.015×1600)mm499.92mm aa0.03 L(5230.03×1600)mm571.9mm 選取a等于550mm5.驗算小帶輪的包角:180-57.3×(d-d)/a 180-57.3×(250-100)/5001

8、72因>120,故符合要求。6.單根V帶傳遞的額定功率：根據(jù)d和n，查圖10-9得P1.4 kW7.i1時單根V帶傳遞的額定功率增量：據(jù)帶型及i查表10-5得P0.17 kW8.確定帶的根數(shù)：查表10-6：K0.95 查表10-7:K0.99 ZP/( PP) K K 6.6/(1.40.17)×0.95×0.994.47 故取Z59.單根V帶的初拉力：查表10-1: q0.01kg/mF500(2.5/0.95)-1( P/Z)qv 500（2.5/0.95）-1（6.6/5×5.01）0.10×5.01N215N 10.作用在軸上的力：F2Z

9、Fsin（/2） 2×5×215×sin(172/2)N=2147.6N 11.帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸： 以小帶輪為例確定其結(jié)構(gòu)和尺寸，由圖10-7選定小帶輪為實心輪，輪槽尺寸及輪寬按表10-3計算，并參查簡明機械零件設(shè)計實用手冊，從而畫出小帶輪工作圖。 (二)齒輪的設(shè)計已知：i3.6, n384r/min 傳動功率P9.58kW,單方向傳動,載荷平穩(wěn)。 1. 選材料與熱處理方式。所設(shè)計的齒輪傳動屬于閉式傳動，通常采用軟齒面的鋼制齒輪，查閱表6-7，選用價格便宜便于制造的材料；小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為260HBW，大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215

10、HBW，硬度差為45HBW較合適。2. 選擇精度等級。運輸機是一般機械，速度不高，故選擇8級精度。3按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。本傳動為閉式傳動，軟齒面，因此主要失效形式為疲勞點蝕，應(yīng)根據(jù)齒面接觸疲勞強度設(shè)計，根據(jù)式 d 1) 載荷因數(shù)K。圓周速度不大，精度不高，齒輪關(guān)于軸承對稱布置，按表6-9取K1.22) . 轉(zhuǎn)矩T T9.55×10P/n9.55×10×9.58/384238133N·mm3)接觸疲勞許用應(yīng)力,據(jù)式Z/S 由圖6-36查得：610Mpa，500Mpa；接觸疲勞壽命系數(shù)Z:按一年300工作日，雙班制一班8h計算，用公式N60njt得N60

11、×384×10×300×161.1×10N N/6.9×10/3.62.9×10 查圖6-37中曲線1,得 Z 1 (N N, N=10)Z1.12按一般可靠性要求,取S1,則有 Z/ S610×1/1Mpa610Mpa Z/ S500×1.12Mpa560Mpa 4）計算小齒輪分度圓直徑d。由表6-11，取1.1，則有d=73.8mm 取d74mm5）計算圓周速度V Vnd/60×10003.14×384×67/60×1000m/s 1.49m/s因V5m/s,故

12、取8級精度合適。4.確定主要參數(shù)，計算主要幾何尺寸。1） 齒數(shù)。取z24，則zz×i24×3.6108 2） 模數(shù)m md/ z71/242.976mm 取m=3正好是標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一系列上的數(shù)值，可取。3）分度圓直徑dzm /cos(b)74.6mm dzm cos(b)335mm 4)中心距a a （d d）/2 （74.6335）/2 204.9mm 取205mm.5)齒寬bb d1.1×7482mm 取b82mm，bb+10mm92mm 5.校核彎曲疲勞強度 根據(jù)式6-44 (2KTbm d)Y 1） 復(fù)合齒形因數(shù)Y。由圖6-39得：Y4.35 Y3.922）

13、 彎曲疲勞許用應(yīng)力SY 1-35由圖6-40得彎曲疲勞極限應(yīng)力：490Mpa ，410Mpa。 由圖6-41得彎曲疲勞壽命系數(shù)Y:Y1(NN, N3×10),Y1(NN,N3×10) 彎曲疲勞的最小安全系數(shù)S：按一般可靠性要求，取S1.計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為 (/ S) Y 490Mpa/1×1490Mpa 1-36(/ S) Y410 Mpa/1×1410Mpa3) 校核計算 (2KT/bmd)Y 1-37(2×1.2×114642)/(64×2.5×65)×4.35Mpa111.67Mpa (2KT

14、/ bmd)Y 1-38 (2×1.2×114642)/ (72×2.5×273)×3.92Mpa 89.45 故彎曲疲勞強度足夠。6.結(jié)構(gòu)設(shè)計與工作圖（略）（三）軸的計算1. 輸入軸的設(shè)計。選用軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)小齒輪的尺寸確定小齒輪采用齒輪軸的結(jié)構(gòu)尺寸 1）選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力 選用軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表12-1可知650Mpa，360Mpa,查表12-6可知215Mpa, 102Mpa, 60Mpa2)按鈕轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)

15、最小。最小軸徑為dc 查表12-5可得，45號鋼取c118，則d118×43.4 考慮鍵槽的影響以及連軸器的孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d453） 輪上的作用力計算齒輪所受轉(zhuǎn)矩為T9.55×106 ×8.83/106.61N· 475142N· 齒輪作用力:圓周力 Ft2T/d2×475142 /2453879N徑向力FrFttann3879×tan2001412N4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時,需同時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(jié)構(gòu)草圖(1) 聯(lián)軸器的選取.可采用彈性套柱銷聯(lián)軸器,查設(shè)計手冊可得規(guī)格為

16、:HL3聯(lián)軸器 38×82 GB/T5014-2003(2) 確定軸上零件的位置及固定方式。單級齒輪減速器，將齒輪布置在箱體內(nèi)壁的中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊，軸外伸端安裝聯(lián)軸器。齒輪靠軸環(huán)和軸套實現(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)軸向定位和周向固定。（3） 確定各段軸的直徑。將估算軸徑d35作為外伸端直徑d，與聯(lián)軸器相配，如圖12-13所示，考慮聯(lián)軸器靠軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d38下偏差。齒輪和左端軸承從左端裝入，考慮裝拆方面及零件固定的要求，

17、裝軸承處軸徑d應(yīng)大于d，考慮滾動軸承直徑系列，取d40上偏差。為便于齒輪裝拆，與齒輪配合處軸徑d應(yīng)大于d，取d46.齒輪左端用套筒固定，右端用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑d滿足齒輪定位的同時，還應(yīng)滿足右側(cè)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d41。(4)選取軸承型號。初選軸承型號為深溝球軸承，代號6310.查手冊可得：軸承寬度B27，安裝尺寸D150,故軸環(huán)直徑d557（5）確定各段軸的長度。綜合考慮軸上零件的尺寸及與減速器箱體尺寸的關(guān)系，確定各段軸的長度。（6）畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖。 如下圖。5) 校核軸的強度（1）出軸的計算簡圖、計算支反力和彎矩。由軸的結(jié)構(gòu)簡圖，可確定軸

18、承支點跨距，由此可畫出軸的受力簡圖，如圖12-13所示 水平支反力FRB×FRD×（1/2）Ft（1/2）×3880N1940N 水平彎矩MCHFRB××73.51940×73.5N· 142589N· 垂直面支反力由靜力學(xué)平衡方程可求得FRAZFRDZ=706N垂直面彎矩 MFRBZ×73.5706×73.5N· 1-4251898 N· 合成彎矩 M 1-43 151740N· 畫出各平面彎矩圖和扭矩圖。見圖12-13（2）計算當(dāng)量彎矩M。轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮，應(yīng)

19、力折合系數(shù)/60/1020.59 則取0.59C剖面最大當(dāng)量彎矩為 M 1-44 318766N·畫出當(dāng)量彎矩圖，見圖12-13（3）校核軸徑。由當(dāng)量彎矩圖可知，C剖面上當(dāng)量彎矩最大，為危險截面，校核該截面直徑d M 29.35 1-45考慮該截面鍵槽的影響,直徑增加3 d1.02×29.3530.23結(jié)構(gòu)設(shè)計確定的直徑為35,強度足夠。六 軸承的選擇及校核（1）小軸承查表得C6008軸承的額定動載荷C17.0KN 額定靜載荷C011.8KN 極限轉(zhuǎn)速n8500r/min 外徑D72mm 寬度B19(查軸承樣本) 大軸承查表得C6310軸承的額定動載荷C61.8KN 額定靜

20、載荷C038.0KN 極限轉(zhuǎn)速n6000r/min 外徑D110mm 寬度B27(查軸承樣本)（2）查表計算得：Fr773N Fr/CFx/C0.043內(nèi)插得e0.26 徑向載荷因數(shù)X1X20.6(3) 當(dāng)量動載荷P PP1X1Fr+y1fr0.44查表得fp1.2 fT1 (4)根據(jù)公式CC2 =6164N<C=61800N 適用七 聯(lián)軸器的選擇及校核采用彈性套柱銷聯(lián)軸器（1） 選擇聯(lián)軸器類型，為了緩和振動和沖擊，選擇彈性聯(lián)軸器（2） 選擇聯(lián)軸器型號，計算轉(zhuǎn)矩，由表15-1查取 K1.4TcKTK9550P/n=753.2 N·mm 按計算轉(zhuǎn)矩，轉(zhuǎn)速和軸徑，由GB/T5014

21、-2003中選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器。38×82 GB/T5014-2003查得有關(guān)數(shù)據(jù)：額定轉(zhuǎn)矩630N·m許用轉(zhuǎn)速n5000r/min,軸徑3042mm 滿足TcTn nn 故適用。八 鍵聯(lián)接的選擇及校核（1）、大齒輪與軸的配合52mm(查表11-6)取A鍵（普通平鍵）聯(lián)接鍵16×12 b16mm h12mm L56mm GB1096聯(lián)軸器與軸的配合45mm(查表11-6)取A鍵（普通平鍵）聯(lián)接鍵14×10 b14mm h10mm L76mm GB1096(2)、鍵的校核 靜聯(lián)接大徑上的鍵4T/dhl4×638.8×103/52

22、×12×5673.12Mpa<=7080 Mpa 小徑上的鍵4T/dhl4×638.8×103/45×10×7674.71Mpa<可滿足工作要求 九 減速器箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸箱體壁厚 0.025a+15mm 取8mm 箱蓋壁厚 10.02a+14 取8mm 箱蓋凸緣厚度 b11.511.5×812mm 箱座凸緣厚度 b1.51.5×812mm 箱座底凸緣厚度 b22.52.5×820mm 地腳螺釘直徑 0.036a+1217.8mm 取M20mm 地腳螺釘數(shù)目 n4軸承旁連接螺栓直徑 d10.

23、75df0.75×17.813.35mm 取M16mm蓋與座連接螺栓直徑 d2(0.50.6)0.6×17.810.68mm 取M12mm連接螺栓d2的間距 L180mm軸承端蓋螺釘直徑 d30.5df0.6×7.8=8.9 mm 取M10 mm檢查孔蓋螺釘直徑 d0.3df0.3×17.8=5.34 mm 取M6 mm定位銷直徑 d0.8d20.8×10.68=8.54 mm 取d8 mmdf d1 d2 到外壁箱距離 C1 26 22 16df d2 到凸緣距離 C2 24 14軸承旁凸臺半徑 R1 = C2凸臺高度 h50外箱壁至軸承座端

24、面的距離 LC1+C2 (510)，取44 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：1>1.21.2×89.6m取10 mm，齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離 2>10mm箱蓋、箱座肋厚m1 m2 m10.8510.85×86.8mm 取7mm m20.850.85×86.8mm 取7mm十潤滑方式的選擇潤滑油的選用方式飛濺潤滑 傳動件的傳動帶起潤滑油直接濺入軸承內(nèi)，或先濺到箱壁上，順著內(nèi)壁流入箱體的油溝中，再沿油溝流入軸承內(nèi)，此時端蓋部分必須開槽，并將端蓋端部的直徑取小些，以免油路堵塞。十一 技術(shù)要求1、 裝配前，全部零件用煤油清洗，箱體內(nèi)不許有雜物存在，在內(nèi)壁涂兩次不被

25、機油侵蝕的涂料。2、 用鉛絲檢驗裝配間隙，其間隙不小于0.16mm，鉛絲不得大于最小間隙的4倍。用涂色法檢驗斑點。齒高接觸斑點不小于百分四十；齒長接觸斑點不小于百分五十。必要時可采用研磨或刮后研磨，以便改善接觸情況。3、 調(diào)整軸承時所留軸向間隙如下；40為0.05mm0.1mm;55為0.08mm0.15mm。4、 裝配時，剖分面不允許使用任何填料；可涂以密封油漆或水玻璃。試轉(zhuǎn)時應(yīng)檢驗剖分面、各個接觸面及密封處，均不準(zhǔn)漏油。5、 箱座內(nèi)裝SH0357-92中的50號工業(yè)齒輪油至規(guī)定高度。6、 表面涂灰色油漆。十二 參考資料1、 機械設(shè)計基礎(chǔ)·第2版·北京；高度教育出版社，20042、 機械設(shè)計師手冊編寫組·機械設(shè)計