1、機械設計課程設計 目錄1 設計任務書31.1 題目名稱 設計膠帶輸送機的傳動裝置31.2 工作條件41.3 技術數據42 電動機的選擇計算42.1 選擇電動機系列42.2 滾筒轉動所需要的有效功率42.3 確定電動機的轉速53 傳動裝置的運動及動力參數計算53.1 分配傳動比53.1.1 總傳動比53.1.2 各級傳動比的分配53.2 各軸功率、轉速和轉矩的計算63.2.1 軸高速軸63.2.2 軸中間軸63.2.3 軸低速軸63.2.4 軸傳動軸63.2.5 軸卷筒軸63.3 開式齒輪的設計63.3.1 材料選擇73.3.2 按齒根彎曲疲勞強度確定模數73.3.3 齒輪強度校核83.3.4

2、齒輪主要幾何參數94 閉式齒輪設計94.1 減速器高速級齒輪的設計計算94.1.1 材料選擇94.1.2 按齒面接觸疲勞強度確定中心距104.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度114.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度- 13 -4.1.5 齒輪主要幾何參數- 2 -4.2 減速器低速級齒輪的設計計算- 2 -4.2.1 材料選擇- 2 -4.2.2 按齒面接觸疲勞強度確定中心距- 3 -4.2.3 驗算齒面接觸疲勞強度- 4 -4.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度- 5 -4.2.5 齒輪主要幾何參數- 6 -5 軸的設計計算- 7 -5.1 高速軸的設計計算- 7 -5.2 中間軸的設計計算- 8 -5.

3、3 低速軸的設計計算- 8 -6 低速軸的強度校核- 9 -6.1 繪制低速軸的力學模型- 9 -6.2 求支反力- 9 -6.3 作彎矩、轉矩圖- 10 -6.1.4 作計算彎矩Mca圖- 11 -6.1.5 校核該軸的強度- 11 -6.6 精確校核軸的疲勞強度- 11 -7 低速軸軸承的選擇及其壽命驗算- 13 -7.1 確定軸承的承載能力- 13 -7.2 計算軸承的徑向支反力- 14 -7.3 作彎矩圖- 14 -7.4 計算派生軸向力S- 14 -求軸承軸向載荷- 14 -7.6 計算軸承的當量動載荷P- 14 -8 鍵聯接的選擇和驗算- 15 -8.1 低速軸上鍵的選擇與驗算-

4、15 -8.1.1 齒輪處- 15 -8.1.2 聯軸器處- 15 -8.2 中間軸上鍵的選擇與驗算- 15 -8.3 高速軸上鍵的選擇與驗算- 15 -9 聯軸器的選擇- 16 -9.1 低速軸軸端處- 16 -9.2 高速軸軸端處- 16 -10 減速器的潤滑及密封形式選擇- 16 -11 參考文獻- 17 -1 設計任務書1.1 題目名稱 設計膠帶輸送機的傳動裝置FvD1.2 工作條件工作年限工作班制工作環境載荷性質生產批量102多灰塵稍微波動小批1.3 技術數據題號滾筒圓周力F(N)帶速v(m/s)滾筒直徑 D(mm)滾筒長度 L(mm)ZL-101600044008502 電動機的選

5、擇計算2.1 選擇電動機系列 根據工作要求及工作條件應選用三相異步電動機，封閉式結構，電壓380伏，Y系列。2.2 滾筒轉動所需要的有效功率傳動裝置總效率 查表17-9得 所以2.3 確定電動機的轉速 滾筒軸轉速 所需電動機的功率 查表27-1，可選Y系列三相異步電動機電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)總傳動比Y132S-45.515001440Y132M2-65.51000960為使傳動裝置結構緊湊，選用Y132M26型 ，額定功率5.5kW,同步轉速1000r/min,滿載轉速960r/min。查表27-2，電動機中心高 H=132mm，外伸段 D&#

6、215;E=38mm×80mm3 傳動裝置的運動及動力參數計算3.1 分配傳動比3.1.1 總傳動比 3.1.2 各級傳動比的分配查表17-9 取減速器的傳動比 高速級齒輪傳動比低速級齒輪傳動比 3.2 各軸功率、轉速和轉矩的計算 0軸 P=kw,n=960r/min,T=9.55*/960=N*m 3.2.1 軸高速軸3.2.2 軸中間軸 3.2.3 軸低速軸3.2.4 軸傳動軸3.2.5 軸卷筒軸 3.3 開式齒輪的設計3.3.1 材料選擇小齒輪:45#鍛鋼，調質處理，齒面硬度217-255HBS大齒輪:45#鍛鋼，正火處理，齒面硬度162-217HBS 3.3.2 按齒根彎曲疲

7、勞強度確定模數按齒面硬度217HBS和162HBS計算初取小齒輪齒數 則大齒輪齒數 計算應力循環次數 查圖5-19 查圖5-18(b) ，由式5-32 取 ,計算許用彎曲應力由式5-31 查圖5-14 查圖5-15 則 取初選綜合系數，查表5-8 由式5-26考慮開式齒輪工作特點m加大10%-15%，取m=123.3.3 齒輪強度校核取則小齒輪轉速為查圖5-4d 查表5-3 由圖5-7(a) 查表5-4 計算載荷系數 與相近 ，無需修正計算齒根彎曲應力3.3.4 齒輪主要幾何參數 4 閉式齒輪設計4.1 減速器高速級齒輪的設計計算4.1.1 材料選擇小齒輪:45#鍛鋼，調質處理，齒面硬度217

8、-255HBS大齒輪:45#鍛鋼，正火處理，齒面硬度162-217HBS 按齒面硬度217HBS和162HBS計算計算應力循環次數N查圖5-17 允許一定點蝕由式5-29 取精加工查圖5-16b ,由式5-284.1.2 按齒面接觸疲勞強度確定中心距小輪轉矩初定螺旋角初取，查表5-5 減速傳動 取端面壓力角基圓螺旋角由式5-42 由式5-41 由式5-39 取中心距 估算模數 取標準模數 小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 實際傳動比 傳動比誤差 在允許范圍內修正螺旋角 與初選相近, ,可不修正輪分度圓直徑 圓周速度 查表5-6 取齒輪精度為8級4.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度電機驅動,稍有波動,查表

9、5-3 查圖5-4b 齒寬查圖5-7a 查表5-4 載荷系數 齒頂圓直徑 端面壓力角齒輪基圓直徑 端面齒頂壓力角 由式5-43 由式5-42 由式5-41由式5-41- 19 -4.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度查圖5-18b ，查圖5-19 由式5-32 取 由式5-31 查圖5-14 查圖5-15 由式5-47計算，因，取由式5-48 由式5-444.1.5 齒輪主要幾何參數 4.2 減速器低速級齒輪的設計計算4.2.1 材料選擇小齒輪: 40Cr ，調質處理，齒面硬度241-286HBS大齒輪:45#鍛鋼，調質處理，齒面硬度217-235HBS按齒面硬度241HBS和217HBS計算查圖5

10、-17 允許一定點蝕由式5-29 取精加工查圖5-16b ,由式5-284.2.2 按齒面接觸疲勞強度確定中心距小輪轉矩初定螺旋角初取，查表5-5 減速傳動 取端面壓力角基圓螺旋角由式5-42 由式5-41 由式5-39 取中心距 估算模數 取標準模數 小齒輪齒數 大齒輪齒數 取 實際傳動比 傳動比誤差 在允許范圍內修正螺旋角 與初選相近, ,可不修正輪分度圓直徑 圓周速度 查表5-6 取齒輪精度為8級4.2.3 驗算齒面接觸疲勞強度電機驅動,稍有波動,查表5-3 查圖5-4b 齒寬查圖5-7a 查表5-4 載荷系數 齒頂圓直徑 端面壓力角齒輪基圓直徑 端面齒頂壓力角 由式5-43 由式5-4

11、2 由式5-41由式5-41 4.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度查圖5-18b ，查圖5-19 由式5-32 取 由式5-31查圖5-14 查圖5-15 由式5-47計算，因，取由式5-484.2.5 齒輪主要幾何參數 5 軸的設計計算5.1 高速軸的設計計算軸的材料為選擇45#, 調質處理，傳遞功率轉速 查表8-2 由于軸上有一個鍵槽，則估定減速器高速軸外伸段軸徑查表17-2 電機軸徑軸伸長則取 根據傳動裝置的工作條件選用HL型彈性柱銷聯軸名義轉矩查表11-1 工作情況系數計算轉矩查表22-1 選TL6公稱轉矩許用轉速軸孔直徑取減速器高速軸外伸段軸徑d=32mm,可選聯軸器軸孔聯接電機的軸伸長

12、聯接減速器高速軸外伸段的軸伸長5.2 中間軸的設計計算軸的材料為選擇45#, 調質處理，傳遞功率，轉速 查表8-2 由于軸上有一個鍵槽，則 取5.3 低速軸的設計計算軸的材料為選擇40Cr, 調質處理，傳遞功率，轉速 查表8-2 由于軸上有一個鍵槽，則 取因為是小批生產，故軸外伸段采用圓柱形根據傳動裝置的工作條件選用HL型彈性柱銷聯軸名義轉矩查表11-1 工作情況系數.k計算轉矩 查表22-1 選TL9公稱直徑許用轉速6 低速軸的強度校核6.1 繪制低速軸的力學模型 作用在齒輪的圓周力 徑向力軸向力 6.2 求支反力水平支反力 ,垂直支反力 6.3 作彎矩、轉矩圖上圖水平彎矩C點 垂直彎矩C點

13、左 C點右 合成彎矩C點左 C點右 轉矩 6.1.4 作計算彎矩Mca圖上圖該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環應力考慮取C點左C點右D點6.1.5 校核該軸的強度根據以上分析，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。軸的材料為40Cr查表8-1 查表8-3 C點軸徑 因為有一個鍵槽D點軸徑因為有一個鍵槽6.6 精確校核軸的疲勞強度-均為有應力集中的剖面，均有可能是危險剖面。其中-剖面計算彎矩相同，、剖面相比較，只是應力集中影響不同。可取應力集中系數值較大的值進行驗算即可。同理、剖面承載情況也接近，可取應力集中系數較大者進行驗算。校核、剖面的疲勞強度剖面因鍵

14、槽引起的應力集中系數查附表1-1插值，剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2 因、剖面主要受轉矩作用，起主要作用，按鍵槽引起的應力集中系數計算查表8-1 查附表1-4 查附表1-5 查表1-5 ，取，校核、的疲勞強度剖面因配合(H7/r6)引起的應力集中系數查附表1-1， 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2 ， 剖面因鍵槽引起的應力集中系數查附表1-1，按配合引起的應力集中系數校核剖面剖面承受的彎矩和轉矩分別為：剖面產生正應力 ，剖面產生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為查附表1-4 查附表1-5 ,查表1-5 ,取，其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核7 低速軸軸承的選擇

15、及其壽命驗算低速軸軸承選擇一對30210圓錐滾子軸承條件：d=50mm,轉速n=r/min，工作環境多灰塵，載荷稍有波動，工作溫度低于，預計壽命7.1 確定軸承的承載能力查表21-3 軸承30210的=55200N7.2 計算軸承的徑向支反力7.3 作彎矩圖如前7.4 計算派生軸向力S查表9-8 30210軸承Y=1.5，C=722000 ，e=的方向如圖故1松2緊7.6 計算軸承的當量動載荷P由查表9-6 由查表9-6 查表9-7 根據合成彎矩圖取，故按計算查表9-4 故圓錐滾子軸承30210適用8 鍵聯接的選擇和驗算8.1 低速軸上鍵的選擇與驗算8.1.1 齒輪處 選擇鍵16×1

16、0 其參數為L=56mm，t=mm，R=b/2=8mm，k=h-t=10-6=4mm，l=L-2R=56-2×8=40mm，d=54mm。齒輪材料為40Cr，載荷平穩，靜聯接查表2-1 8.1.2 聯軸器處 選擇鍵14×9,其參數為L=70mm，t=5.5mm，R=b/2=7mm，k=h-t=9-5.5=3.5mm，l=L-2R=70-2×7=56mm，d=48mm。齒輪材料為45#鋼，載荷稍有波動，靜聯接查表2-1 8.2 中間軸上鍵的選擇與驗算選擇鍵14×9 GB1096-2003A型，其參數為L=40mm，t=5.5mm，R=b/2=7mm，k=h

17、-t=9-=mm，l=L-2R=50-2×7=26mm，d=50mm。齒輪材料為45#鋼，載荷稍有波動，靜聯接查表2-1 8.3 高速軸上鍵的選擇與驗算選擇鍵10×8 GB1096-2003A型，其參數為L=45mm，t=5mm，R=b/2=5mm，k=h-t=8-5=3mm，l=L-2R=45-2×5=35mm，d=32mm。齒輪材料為45#鋼，載荷稍有波動，靜聯接由表2-1，查得9 聯軸器的選擇9.1 低速軸軸端處選擇TL8聯軸器, GB/T4323-2002名義轉矩計算轉矩 公稱轉矩 許用轉速減速器低速軸外伸段9.2 高速軸軸端處選擇TL5聯軸器，GB/T4

18、323-2002名義轉矩 計算轉矩 公稱轉矩許用轉速 減速器高速軸外伸段從動端10 減速器的潤滑及密封形式選擇減速器的潤滑采用脂潤滑。油標尺M16,材料Q235A密封圈選用毛氈，JB/ZQ4606-198611 箱體結構的設計減速器的箱體采用鑄造HT200制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度大于2m/s，故采用侵油潤油。為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，接外表應精創，其外表粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=2。機體外型

19、簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的外表并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標和油尺：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便到達體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣