1、20152015 年年 9 9 月月 2626 日日設計說明書設計說明書課程名稱課程名稱: :機械基礎設計實踐機械基礎設計實踐學學 院院: : 學院學院 班班 號號: : 姓姓 名名: : 學學 號號: : * 指導老師指導老師: : 目錄目錄機械課程設計任務書機械課程設計任務書.1 1一、系統(tǒng)運動方案設計一、系統(tǒng)運動方案設計.2 2二、選擇電動機二、選擇電動機.2 2三、總傳動比及各級傳動比分配三、總傳動比及各級傳動比分配.3 3四、裝置的運動和動力參數計算四、裝置的運動和動力參數計算.3 3五、傳動零件的設計計算五、傳動零件的設計計算.3 3（一）V 帶傳動.3（二）齒輪傳動.4（三）聯軸

2、器的選擇.5六、軸的設計計算六、軸的設計計算.5 5（一）高速軸的設計.6（二）低速軸的設計.8七、箱體及附件的設計計算七、箱體及附件的設計計算.1010八、潤滑和密封八、潤滑和密封.1111設計小結設計小結.1212參考文獻參考文獻.13131機械課程設計任務書機械課程設計任務書一、設計題目設計帶式運輸機傳動裝置，傳動示意圖如下： 二、已知條件1）鼓輪直徑 D=350mm2）鼓輪上的圓周力 F=1.5kN3）運輸帶速度 V=1.5m/s三、技術條件1）傳動裝置的使用壽命預定為 8 年，單班制；2）工作機的載荷性質平穩(wěn)，啟動過載不大于 5%，單向回轉；3）電動機的電源為三相交流電，電壓為 38

3、0/220 伏；4）允許鼓輪的速度誤差為5%；5）工作環(huán)境：室內。四、設計要求1）減速器裝配圖一張；2）零件圖 2 張（由指導老師指定） ；3）設計說明書一份，按指導書的要求書寫。計算及說明2一、系統(tǒng)運動方案設計一、系統(tǒng)運動方案設計根據已知條件：1）鼓輪直徑 D=350mm2）鼓輪上的圓周力 F=1.5kN3）運輸帶速度 V=1.5m/s4）傳動裝置的使用壽命預定為 8 年，單班制；6）工作機的載荷性質平穩(wěn)，啟動過載不大于 5%，單向回轉；7）電動機的電源為三相交流電，電壓為 380/220 伏；8）允許鼓輪的速度誤差為5%；9）工作環(huán)境：室內。宜選用帶-圓柱齒輪傳動。其中減速器外傳動選擇 V

4、 帶傳動，減速器選擇一級圓柱齒輪減速器。二、選擇電動機二、選擇電動機1.電動機類型選擇：Y 系列三相交流異步電機。2.電動機功率選擇：Pd=Pw/Pw=FV=2.25kW=br2gc查表得：V 帶傳動效率 b=0.96球軸承傳動效率 r=0.998 級精度齒輪傳動效率 g=0.97齒式聯軸器傳動效率 c=0.99所以，=0.960.9920.970.99 =0.9035Pd=2.25/0.9035=2.49kW3.電動機轉速選擇：鼓輪轉速 nw=100060v/(D)=81.85r/min計算及說明3V 帶傳動的傳動比 i1=24，一級圓柱齒輪的傳動比 i2=35，所以總傳動比 i=620，n

5、d=4921640。符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動、減速器傳動比，1000r/min 的同步轉速比較合適。所以選擇 Y132S-6 電動機，額定功率 3kW，滿載轉速 960r/min。三、總傳動比及各級傳動比分配三、總傳動比及各級傳動比分配1.總傳動比：i=nd/nw=11.7282.各級傳動比：V 帶傳動比取 i1=3（V 帶傳動比的常用值為 24） ；i2=i/i1=3.9四、裝置的運動和動力參數計算四、裝置的運動和動力參數計算1.計算各軸功率：P1=Pdb=2.39kWP2=P1rg=2.2

6、955kWPw= P2c=2.27kW2.計算各軸轉速：n1=nd/i1=320r/minnw=n2=n1/i2=82.05r/minnw的誤差小于 5%，符合要求。3.計算各軸轉矩：T1= 9550P1/ n1=71.3NmT2= 9550P2/ n2=267.2NmTw= 9550Pw/ nw=264.2Nm五、傳動零件的設計計算五、傳動零件的設計計算 （一）V 帶傳動1.確定計算功率：Pc=KAP，查表得 KA=1.0，故 Pc=P=3kW。計算及說明4根據 Pc、nd查圖得：選用 A 型 V 帶。2.確定帶輪的基準直徑 D1、D2：查表得：D1min=75mm，參照基準直徑系列值取 D

7、1=100mm。D2=i=380=300。3.驗算帶的線速度：v=D1nd/(601000)=5m/s滿足 5m/sv30m/s，故合適。4.確定中心距及帶的基準長度：根據 0.7(D1+ D2) a02(D1+ D2)得：280mma0800mm初定中心距 a=700mm。Ld2 a0+(D1+ D2)/2+( D2- D1)2/(4 a) =2042.6mm從普通 V 帶基準長度表中選取 Ld=2000mm。實際中心距 aa0+(Ld -Ld)/2=679mm。5.驗算小帶輪包角：1=180-（D2- D1）/a57.3=163120所以小帶輪包角合適。6.確定 V 帶跟數：查表得：P0=

8、0.95kW，P0=0.11kW，K=0.96，KL =0.95。z=Pc/( P0+P0) KKL=3.1取 z=4.7.確定初拉力查表得：q=0.10kg/mF0=500 Pc(2.5/K-1)/(zv)+qv2=122.8N8.計算作用在軸上的壓力：FQ=2z F0sin(1/2)=971.6N （二）齒輪傳動1.選擇齒輪材料及確定許用應力：計算及說明5小齒輪用 40Cr 調質，硬度取 260HBS；大齒輪用 45 調質，硬度取225HBS，小齒輪硬度與大齒輪硬度差為 35HBS 較合適。查圖表得：Hlim1=700MPa，Hlim2=540MPa，SH=1.1；Flim1=240MPa

9、，Flim2=180MPa，SF=1.3 故H1= Hlim1/SH=636MPaH2= Hlim2/SH=491MPaF1= Flim1/SF=185MPaF2= Flim2/SF=138MPa2.按齒面接觸強度設計：取載荷因數 K=1.1，齒寬因數 a=0.4。已知小齒輪上轉矩 T1=71.3Nm =7.13104Nmm，u=i2=3.9，則取齒數 z1=31，則 z2=i2 z1=121，故實際傳動比 i2=121/31=3.903，模數m=2a/( z1+ z2)=1.84mm，故取 m=2mm。確定中心距 a=m(z1+ z2)/2=152mm齒寬 b=aa=60.8mm取 b2=6

10、0mm，b1=65mm。3.驗算齒輪彎曲強度：查表得：齒形因數 YF1=2.58，YF2=2.15。所以，F1=2KT1YF1/(bm2z1)=54.4MPaF1F2=F1 (YF2/ YF1)=45.3MPaF2，安全。4.齒輪的圓周速度：v=mz1n1/(601000)=1.04m/s，查表可知，選用 8 級精度是合適的。 （三）聯軸器的選擇減速器輸出軸與工作機軸之間常選用具有較大補償兩軸線偏移作用的聯軸器，如齒式聯軸器。所以選用計算及說明6六、軸的設計計算六、軸的設計計算（一）高速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理方式：由于高速軸為齒輪軸，可選 45Cr，調制。查表得：b=750MPa，s

11、=550MPa，-1b=69MPa。2.最小軸徑估算式中 P1=2.39kW，n1=320r/min，C=100，所以，輸入軸的最小軸徑為dmin=19.5mm，考慮到有一個鍵槽，軸徑擴大 5%，經圓整，取最小軸徑d1=1.05dmin=25mm。3.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）由于小齒輪的直徑較小，因此做成齒輪軸的結構。其齒根圓的直徑df1=59mm。（2）因為帶輪轂寬度 H=(1.52)dmin=37.550mm，取 H=48mm，軸段1 安裝帶輪部分應略小于轂孔寬度，故 L1=45mm。該處軸周轉速度小于計算及說明73m/

12、s，可選用氈圈油封，軸承內徑暫定 25mm。（3）軸段 3 和 7 的設計。此段安裝軸承。因軸承不受軸向力，故選用深溝球軸承。由軸承產品目錄中初步選取軸承 6007，其尺寸為dDB=35mm62mm14mm，故 d3=35mm，該軸承采用脂潤滑，考慮到需要安裝封油盤，取 L3=25mm。因為兩個軸承相同，則d7=35mm，L7=25mm。（4） 軸段 2 的長度設計。箱座壁厚=0.025a+18mm，0.025a+1=4.8mm，取 =8mm，箱蓋壁厚1=0.02a+18mm，0.02a+1=4.04mm，取 1=8mm；由指導書表 5-4 公式可確定：箱座凸緣厚度 b=12mm箱蓋凸緣厚度

13、b1=12mm箱座低凸緣厚度 b2=20mm地腳螺釘直徑 df=18mm地腳螺釘數目 n=4軸承旁邊連接螺栓直徑 d1=12mm箱蓋與箱座連接螺栓直徑 d2=10mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=8mm窺視孔蓋螺釘直徑 d4=6mm定位銷直徑 d=6mmdf、d1、d2至外箱壁距離 c1=22mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離 c2=20mm軸承旁凸臺半徑 R1=20mm凸臺高度 h=45mm外箱壁至軸承座端面距離 l1=50mm大齒輪頂圓與內箱壁距離 1=12mm齒輪端面與內箱壁距離 2=11mm箱蓋肋厚 m1=7mm箱壁肋厚 m=7mm計算及說明8軸承端蓋外徑 D2=102mm軸承端蓋凸緣厚度

14、t=10mm綜合考慮到箱體尺寸，L2+ l1+t-L3=43mm，考慮到調整墊片厚度，及帶輪轂與箱體之間的間隙，取 L2=55mm。4.鍵連接：采用普通平鍵連接，選擇 GB/T 1096 鍵 8740。5.軸上受力分析：按第三強度理論校核，其中，W=df13/32。軸的強度符合要求。6.軸承壽命校核：查表得，C=16.2kN，X=1，Y=0，ft=1，fp=1.1，=3；P=XFr+YFa=430NLh=106/(60n)(ftC)/( fpP)=2092475h23360h=8 年所以軸承壽命符合要求。（二）低速軸的設計1.選擇軸的材料及熱處理方式：由于減速器的軸為一般用途軸，可選 45 鋼

15、，調制。查表得：計算及說明9b=650MPa，s=360MPa，-1b=54MPa。2.最小軸徑估算式中 P2=2.2955kW，n2=82r/min，C=90，所以，輸入軸的最小軸徑為dmin=27.3mm，考慮到有兩個鍵槽，軸徑擴大 10%，經圓整，取最小軸徑d2=1.1dmin=30mm。3.軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案，如圖2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）由于所選聯軸器寬度為 82mm，軸段 1 長度應略小于聯軸器寬度，所以取 L1=80mm。（2）考慮到箱體尺寸及大小齒輪的嚙合關系，取 L2=55mm。（3）軸段 3 和 6 的設計。此段安裝軸承。因軸承不

16、受軸向力，故選用深溝球軸承。由軸承產品目錄中初步選取軸承 6008，其尺寸為dDB=40mm68mm15mm，故 d3=40mm，該軸承采用脂潤滑，考慮到需要安裝封油盤，取 L3=27mm。因為兩個軸承相同，所以d6=40mm，L6=27mm?？紤]到箱體尺寸，取 L6=40mm。（4）考慮到軸段 5 需要安裝齒輪，結合齒輪尺寸，取 D5=50mm 比較合適。4.鍵連接：計算及說明10軸與聯軸器間采用普通平鍵連接，選擇 GB/T 1096 鍵 8740；軸與大齒輪間采用普通平鍵連接，選擇 GB/T 1096 鍵 14950。5.軸上受力分析：彎矩圖、扭矩圖與高速軸類似，Mmax=52Nm，T2=

17、267.2 Nm，其中，W=D53/32。軸的強度符合要求。6.軸承壽命校核：查表得，C=17.0kN，X=1，Y=0，ft=1，fp=1.1，=3；P=XFr+YFa=430NLh=106/(60n)(ftC)/( fpP)=9436224h23360h=8 年所以軸承壽命符合要求。七、箱體及附件的設計計算七、箱體及附件的設計計算1.箱體參數：（高速軸計算時已給出）箱座凸緣厚度 b=12mm箱蓋凸緣厚度 b1=12mm箱座低凸緣厚度 b2=20mm地腳螺釘直徑 df=18mm地腳螺釘數目 n=4軸承旁邊連接螺栓直徑 d1=12mm箱蓋與箱座連接螺栓直徑 d2=10mm軸承端蓋螺釘直徑 d3=

18、8mm窺視孔蓋螺釘直徑 d4=6mm定位銷直徑 d=6mmdf、d1、d2至外箱壁距離 c1=22mmdf、d1、d2至凸緣邊緣距離 c2=20mm軸承旁凸臺半徑 R1=20mm凸臺高度 h=45mm外箱壁至軸承座端面距離 l1=50mm計算及說明11大齒輪頂圓與內箱壁距離 1=12mm齒輪端面與內箱壁距離 2=11mm箱蓋肋厚 m1=7mm箱壁肋厚 m=7mm軸承端蓋外徑 D2=102mm軸承端蓋凸緣厚度 t=10mm2.附件選擇：通氣器：由于在室內使用，選簡易式通氣器，采用 M121.25；油面指示器：選用游標尺 M12；起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳；放油螺塞：選用外六角油塞及封油墊圈 M141.5；箱蓋與箱座連接螺栓 GB/T 5782-2000 M1035，材料 Q235A；軸承旁連接螺栓 GB/T 5782-2000 M12110，材料 Q235A；軸承端蓋螺釘 GB/T 5783-2000 M820，材料 Q235A；窺視孔蓋螺釘 GB/T 5782-2000 M616，材料 Q235A；定位銷 635，材料 35 鋼。八、潤滑和密封八、潤滑和密封 1.齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度 1