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1、图纸联系图纸联系 QQ153893706 目录目录 引言1 第一章 传动系统总体方案设计2 1.1 传动方案的拟定2 1.2 选择电动机3 1.2.1 选择电动机的类型3 1.2.2 选择电动机的容量3 1.2.3 确定电动机的转速3 1.3 传动装置总传动比的分配4 1.3.1 传动装置的总传动比4 1.4 计算传动装置的运动参数和动力参数4 1.4.1 各轴的转速4 1.4.2 各轴的功率5 1.4.3 各轴的转矩5 第二章 传动零件的设计6 2.1 带传动的设计6 2.1.1 确定计算功率6 2.1.2 确定带轮的基准直径6 2.1.3 确定 V 带的中心距6 2.1.4 验算小带轮上的
2、包角7 2.1.5 计算带的根数7 2.1.6 计算压轴力7 2.1.7 带轮的主要参数8 3.1 齿轮的设计8 3.1.1 高速轴 II 和低速轴 III 想啮合的一对齿轮的设计8 3.1.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数8 3.1.1.2 按齿面接触强度设计8 3.1.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计10 3.1.1.4 几何尺寸计算11 42 轴的设计12 4.2.1 轴的设计12 4.2.1.1 求出作用在齿轮上的力12 4.2.1.2 选择轴的材料及确定许用应力12 4.2.1.3 按照扭转强度估算最小轴径12 1 4.2.1.4 轴的结构设计12 5.2.2 轴的设计14
3、5.2.2.1 求出作用在齿轮上的力14 5.2.2.2 选择轴的材料及确定许用应力14 5.2.2.3 按照扭转强度估算最小轴径14 5.2.2.4 轴的结构设计14 5.2.2.5 求轴上的载荷16 5.2.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度18 5.2.2.7 精确校核轴的疲劳强度18 63 轴承寿命的校核21 6.3.1 轴上轴承寿命的校核21 6.3.1.1 求出两轴承受到的径向载荷21 6.3.1.2 求两轴承的计算轴向力22 6.3.1.3 求轴承当量动载荷22 6.3.1.4 验算轴承的寿命23 64 键强度的校核23 6.4.1 轴上键强度的校核 23 2.4.1.1 确定许
4、用应力23 2.4.1.2 确定键的工作长度23 2.4.1.3 强度计算23 2.4.1.4 键槽尺寸23 第三章 箱体结构及减速器附件设计24 31 箱体设计24 3.1.1 铸造箱体的结构设计24 32 箱体附件设计25 3.2.1 箱体附件的设计25 3.2.2 窥视孔和窥视孔盖25 3.2.3 通气器25 3.2.4 起吊装置25 3.2.5 油标26 3.2.6 油塞与排油孔26 3.2.7 定位销26 3.2.8 起盖螺钉26 设计感想27 参考文献28 1 引言 随着生产技术的不断发展和人民生活水平的日益提高，机械产品种类日益 曾多，例如，各种金属切削机床、仪器仪表、重型机械、
5、轻工机械、纺织机械、 石油化工机械、交通运输机械、海洋作业机械、钢铁成套设备以及办公设备、 家用电器、儿童玩具等等。各种机械设备一般均需实现生产和操作过程的自动 化，或者实现某一工艺过程。因此，机械设备设计需要进行机械运动方案的设 计和构思、各种传动机构和执行机构的选用和创新设计。这些新机械设备的创 新设计要求设计者除了掌握典型机构的工作原理、结构特点、设计方法和应用 场合等知识以外，还要考虑如何选择巧妙的工艺动作过程来达到预定的机械功 能要求，如何选用或创新机构形式并组合成机械运动方案完成上述选定的工艺 动作过程。 机械设计课程设计要求针对某种简单机械（它的工艺动作过程比较简单） 进行机械运
6、动简图设计，其中包括机器功能分析、工艺动作过程确定、执行机 构选择、机械运动方案评定、机构尺度综合等等。通过机械设计课程设计，可 以进一步巩固、掌握并初步运用机械原理的知识和理论，更为重要的是培养开 发和创新机械能力。创新能力的培养在机械设计课程设计中占有十分重要的位 置。 2011 年 1 月 8 日 2 第一章 传动系统总体方案设计 1.1 传动方案的拟定 传动方案图如下： 上图为带式运输机的传动装置图。 设计题目： 设计一个用于带式运输机上的单级斜齿轮圆柱斜齿轮减速器.运输机连续单 向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承效率的损失), 减速器小批量生产,使用
7、期限 10 年(365 天/年),三班制工作,运输容许速度误差 为5%,车间有三相交流,电压 380/220V。其中设计的主要参数为： 输送带拉力为 2800N 输送带速度为 2.5m/s 滚筒直径为 450mm 每日工作时数 24h 传动年限 10 年 其中，运输带速度允许 误差为带速的 55% 3 1.2 选择电动机 1.2.1 选择电动机的类型 按照工作要求和条件，选用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电 压为 380V。 1.2.2 选择电动机的容量 电动机所需功率，按照公式可得： w w p d p 由公式可得： = w P kw Fv w 1000 根据带式输送机工作类型，
8、可以取工作机的效率为0.90， （一般笼形电 w 动机在额定运行时效率约为 72%93%） 传动装置的总效率为* a 带 2 轴承 齿轮 联轴器 查表可得机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分的效率为：联轴器效 =0.99，滚动轴承传动效率（一对）0.99，闭式齿轮传动效率 联轴器 = 2 =0.97 带的传动效率=0.95，代入公式可得 齿轮 带 kw894 . 0 99 . 0 *97 . 0 *99 . 0 *95 . 0 2 a 所需电动机的功率为 kwkw FV P WW d 7.8 894.0*9.0*1000 5.2*2800 1000 因载荷平稳，电动机的额定功率略大于即可。
9、由表格所示 Y 系列三相异 cd P d P 步电动机的技术参数，选电动机的额定功率为 11kw。 cd P 确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为 min/ 1 . 106 450* 5 . 2100060 * 100060 r d v n 由表可知，单级圆柱齿轮减速器一般传动比6，带传动单级传动比常用值为 24，最大值为 15，则总传动比合理范围=1224，故电动机转速的可选范围 1a i 为 （1224）106.1r/min=12742547r/min nnn ad11 符合这一范围的同步转速有，由表查得电动机的数据及计算的总传 min/1500r 4 动比列于表 1-1 中。 表 1-1
10、电动机的转速 )( min r n 方案 电动机类 型 额定功 率 /kw cd P 同步转 速 满载转 速 额定转矩 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 级 数 1Y160M411150014602.22.3 4 根据表 1-1，综合考虑电动机和传动装置等方面要求，选择方案 1，即选用 电动机型号为Y160M4 1.3 传动装置总传动比的分配 1.3.1 传动装置的总传动比 代入数据可得；=1460/106.1=13.76 n n i m a a i 各级传动比分配 单级圆柱斜齿轮传动比=4 1 i 7 . 13*3 . 1 V 带带传动比 = =3.44 2 i 4 76.13 1.4 计算传动
11、装置的运动参数和动力参数 1.4.1 各轴的转速 电动机轴 轴 I: =1460r/min mI nn 高速轴 II： 424.419r/minmin/ 44 . 3 1460 2 r i n n I II 低速轴 III： 106.1r/minmin/ 76.13 1460 rnIII 滚筒轴： 106.1r/min IIIw nn 5 1.4.2 各轴的功率 I 轴：*11*0.9=9.9kw I p m P w II 轴：=9.31*0.95*0.99=9.31kw II p III 轴： =9.31*0.99*0.97=8.94kw III p 滚筒轴：=8.94*0.99*0.99=
12、8.76kw w p 1.4.3 各轴的转矩 电动机轴 I：=71.95n*mmn n p T m m I * 1460 11 95509550 II 轴：9550=209.49n*m II T 419.424 31. 9 III 轴：9550=804.68n*m III T 1 . 106 94 . 8 滚筒轴：9550=788.48n*m W T 1 . 106 76 . 8 6 第二章 传动零件的设计 2.1 带传动的设计 2.1.1 确定计算功率 ca p 由机械设计手册查表得工作情况系数 1.4 故 A K 11*1.4kw=15.4kw ca P m p A K 根据及由机械手册查
13、表得可选用的 V 带带型为 B 型。 ca P I n 2.1.2 确定带轮的基准直径，并验算带速v。 d d 1）初选小带轮的直径，查表得，取小带轮的基准直径=180mm 1d d 1d d 2）验算带速 v 由公式V= 验算带速，代入数据 即有 100060 dn V=13.75m/s 100060 1460180 因为 5m/s 。 min0) (F 2.1.7 计算压轴力 8 压轴力的最小值为 =2 * z*sin=24270.34sin min )( p F min0) (F 2 1 2 1540 =2107.29 N 2.1.8 带轮的主要参数 小轮直径 （mm） 大轮直径 （mm
14、 ） 中心距 a（mm） 基准长度 （mm ） V 带型号带的根数 z 1806309923150B4 3.1 齿轮的设计 3.1.1 高速轴 II 和低速轴 III 想啮合的一对齿轮的设计 3.1.1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1）按传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2)材料选择及热处理方法 所设计的齿轮传动属于闭式传动，采用硬齿面的钢制齿轮，查表得，选用 的材料为： 选用大、小齿轮的材料均为 40Cr ，并经调质及表面淬火 ，齿面硬度为 4855HRC ，表面淬火，轮齿变形不大。 3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度等级。 4)选小齿轮齿数为，则大齿轮齿数为
15、。25 1 z10025*4* 2 ziz 5)选取螺旋角，初选螺旋角。=14 3.1.1.2 按齿面接触强度设计 由公式可得 3 2 1 1 ) ( u 1 2 H EH d t t ZZuTk d 确定公式内的各计算数值 试选25 . 1 t K 由图选取区域系数433 . 2 = H Z 9 由图可查得， 则79 . 0 1 87 . 0 2 66 . 1 87 . 0 79 . 0 21 小齿轮的转矩为mmNmNT 5 1 1009 . 2 209 因大小齿轮均为硬齿面故宜选取稍小的齿宽系数，现取8 . 0 d 由表查得材料的弹性影响系数 2 1 8.189MPaZE= 由图查得大小齿
16、轮的接触疲劳强度极限 。 1limH MPa H 1100 2lim 由式可得，计算应力循环次数 =，1036083114606060 11 h jLnn 9 10567 . 7 9 2 1023 . 2 n 由图取接触疲劳寿命系数,87 . 0 1 HN K93 . 0 2 HN K 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1，安全系数 S=1，由式可得 MPaMPa S KHN H 957110087 . 0 1lim1 1 MPaMPa S KHN H 1023110093 . 0 2lim2 2 计算接触应力 MPaMPa HH H 990 2 1023957 2 21 1) 计算 计算小
17、齿轮分度圆直径，有计算公式得 t d1 mmd t 01.49) 990 8 . 189433 . 2 ( 4 5 66 . 1 8 . 0 1009 . 2 25 . 1 2 3 2 5 1 计算圆周速度 =1.09m/ssm nd v IId / 100060 1 sm/ 100060 44 . 3 1460 01.49 计算齿宽 b 及模数 nt m b=0.8mmmm21.3901.49 9 . 1 25 14cos01.49 nt m h=2.25mmmnt275 . 4 9 . 125 . 2 17 . 9 275 . 4 21.39 h b 计算纵向重合度 586 . 1 14t
18、an258 . 0318 . 0 tan318 . 0 1 Z d 计算载荷系数 K 已知使用系数,根据 V=1.09m/s,7 级精度。1= A K 10 由图查得动载荷系数04 . 1 v K 由表查得295 . 1 H K 由图查得32 . 1 F K 由表查得,故载荷系数2 . 1 FH KK K=616 . 1 295 . 1 2 . 104 . 1 1 按实际的载荷系数核正所算得分度圆直径，有公式可得 mmmm K K dd t t 39.53 25 . 1 616 . 1 01.49 3 3 11 计算模数mm072 . 2 25 14cos39.53cos 1 1 mm Z d
19、 mn 3.1.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2 1 2 1 cos2 F SaFa d n YY Z YKT m 1) 确定计算参数 计算载荷系数 647 . 1 32 . 1 2 . 104 . 1 1 FFVA KKKKK 根据纵向重合度，由图查得螺旋角影响系数586 . 1 88 . 0 = Y 计算当量齿数 38.27 14cos 25 cos 33 1 1 Z ZV 53.109 14cos 100 cos 33 2 2 Z ZV 查取齿形系数，由表可得 576 . 2 1Fa Y174 . 2 2 Fa Y 查取应力校正系数，由表查得 603 . 1 1 Sa Y794 .
20、 1 2 Sa Y 由图查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE MPa FE 620 2 由图查取弯曲疲劳寿命系数 87 . 0 1 FN K93 . 0 2 FN K 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，由公式可得 MPaMPa S K FEFN F 28.385 4 . 1 62087 . 0 11 1 MPaMPa S K FEFN F 85.411 4 . 1 62093 . 0 22 2 计算大，小齿轮的并加以比较 F SaFaY Y 01072 . 0 28.385 603 . 1 576 . 2 1 11 F SaFaY Y 11 00947 . 0 85.41
21、1 794 . 1 174 . 2 2 22 F SaFaY Y 小齿轮的数值大 2) 设计计算 mmmn009 . 2 01072 . 0 66 . 1 258 . 0 )14(cos88 . 0 230000647 . 1 2 3 2 2 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳 n m 强度计算的法面模数，取=2.5，已可满足弯曲强度，需按接触疲劳强度 n m n m 算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由mmd39.53 1 20.72 2 14cos39.53cos 1 1 n m d Z 取，则21 1 Z84 12 uZZ 验算传动比误差 -50.07d,
22、故 h=4mm，则轴环段的直径为 73mm，轴肩宽度 b 取 12mm。 齿轮端面，轴承端面应与箱体内壁保持一定的距离。轴承端面到箱体内 壁距离，齿轮端面到内壁的距离。mm8 3 =mm202 考虑到齿轮左端面距箱体内表面需留一定距离，所以有=16 mm ， IIIII l =22 mm 。 III l 至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。 3)轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，查表得齿轮上的平键截 面 bh=18mm11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 36mm。同时为了保证齿 轮有轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7/n6。滚动轴承 与轴的
23、周向定位是由配合来保证，此处轴的直径的公差为 m6。 16 5.2.2.5 求轴上的载荷 1)首先根据轴上的结构图，做出轴的计算简图，如图 2-3 所示。 已知,，NFt7692NFr2900NFa2087 在确定轴承的支点位置时，从手册中查取 a 值，对于 7208AC 型角接触球 轴承从手册中查得 a=9mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距 。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩mmmmmmLL1215 .615 .59 32 图。 图 2-3 2)根据垂直面受力图求垂直面支座约束反力，并画出垂直面内的弯矩图， 如图 2-4 所示。 0- 2 )( 2 3 232 =+LF dF LLF
24、r a NV 所以NFNV1426 2 NFFF NVrNV 9 . 1473- 21 mmNLFM NVV 5 . 87643 211 mmNLFM NVV 87699 322 17 图 2-4 3)根据水平面受力图求垂水平支座约束反力，并画出水平面内的弯矩图， 如图 2-5 所示。 0)( 2322 LFLLF tNH 所以NFNH43.3782 2 NFFF NHtNH 57.3909- 21 mmNMH445.232619 图 2-5 4)求合成弯矩，并画出合成弯矩图，如图 2-6 所示。 mmNmmNMMM HV 35.248582445.232619 5 . 87643 2222
25、11 mmNmmNMMM HV 9 . 248601445.23261987699 2222 22 图 2-6 5)求扭矩，并画出扭矩图，如图 2-7 所示。 T=2.09 5 10mmN 18 图 2-7 6)从轴的结构以及弯矩和扭矩图中可以看出 C 是轴的危险截面。现将计算 出的截面 C 处的,，T 及 M 的值列于下表，如表 2-1 所示。 H M V M 表 2-1 载荷水平面 H垂直面 V 支反力 F,NFNH57.3909 1 NFNH43.3782 2 ,NFNV 9 . 1473 1 NFNV1426 2 弯矩 MmmNMH445.232619 mmNLFM NVV 5 . 8
26、7643 211 mmNLFM NVV 87699 322 总弯矩 mmNM35.248582 1 mmNM 9 . 248601 2 扭矩 T T=2.09 5 10mmN 5.2.2.6 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面 C)的 强度。按照公式及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变 应力，取，轴的计算应力6 . 0= MPaMPa W TM ca 18.29 441 . 0 )2090006 . 0(35.248582)( 3 222 3 2 1 前面已经选定了轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得。因MPa60
27、1 = 此，故安全。 1 1.59 . 5 24.1443 . 5 27.1443 . 5 S 2222 ca SS S S 故可知安全。 3)截面 C 抗弯截面系数 3333 85184441 . 01 . 0mmmmdW 抗扭截面系数 3333 8 . 17036442 . 02 . 0mmmmdWT 弯矩 M 及弯曲应力为 mmNM35.248582 1 MPaMPa W M b 91 . 2 85184 35.248582 扭矩及扭矩切应力为 3 T =2.09 3 T 5 10mmN MPa W T T 26.12 3 T 过盈配合处的，由表可得，于是可得 k kk 8 . 0 =
28、=3.2 ，=2.52 k kk 8 . 0 = 按照磨削加工，由图可得表面质量系数为 88 . 0 = 21 轴未经表面强化处理，即，由公式可得综合系数为1= q 33 . 3 1- 88 . 0 1 2 . 31- 1 K K 656 . 2 1- 88. 0 1 52 . 2 1- 1 K K 所以 C 截面的安全系数为 28.37 01 . 091 . 2 33 . 3 275 1 ma K S 34 . 9 2 26.12 05 . 0 2 26.12 656 . 2 155 1 m K S 1.587 . 8 34 . 9 37.28 34. 937.28S 222 2 ca SS S S 故安全足够。 63 轴承寿命的校核 6.3.1 轴上轴承寿命的校核 6.3.1.1 求出两轴承受到的径向载荷 和 1r F 2r F 将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面(3-1a)和水平面(3-1b)两个平面力 系