机械设计课程计划书

编号：实训(论文)说明书题目：一级圆柱齿轮减速器院（系）：管理系专业：工业工程学生姓名：学号：指导教师：2010年7月3日目录设计任务书……………………………………………………1传动方案的拟定及说明………………………………………3电动机的选择…………………………………………………6计算传动装置的运动和动力参数……………………………7传动件的设计计算……………………………………………7轴的设计计算…………………………………………………11连轴器的选择…………………………………………………13滚动轴承的选择及计算………………………………………14键联接的选择及校核计算……………………………………19减速器附件的选择……………………………………………21设计小结………………………………………………………22谢辞……………………………………………………………23参考资料目录…………………………………………………24附录……………………………………………………………25机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机的传动装置的设计一带式运输机的工作原理带式运输机的传动示意图如图1、电动机2、带传动3、齿轮减速4、轴承5、联轴器、6、鼓轮7、运输带二工作情况：已知条件1工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃；2使用折旧期；8年；3检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；5运输带速度容许误差：±5%；6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。三原始数据题号参数12345678910运输带工作拉力F/N1500220023002500260028003300400045004800运输带工作速度v/(m/s)1.11.151.21.251.31.351.41.451.51.5卷筒直径D/mm200250310410230340350400420500注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑四传动方案带——单级直齿轮圆柱齿轮减速器五设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.直齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写带传动不用绘制六设计1.减速器总装配图一张2.齿轮、轴零件图各一张3.设计说明书一份七设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写八评分细则1、设计任务说明书.30分2、图纸质量30分3、进度检查表(每天进行一次进度检查)20分4、原始文稿202010-3-27传动方案的拟定及说明我的题号为4、4、74----运输带工作拉力F=2500N4----运输带工作速度V=1.25m/s7----卷筒直径D=350mm由题目所知传动机构类型为：单级直齿轮圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。总体布置简图1—电动机；2—带传动；3—齿轮减速器；4—轴承；5—联轴器；6—鼓轮；7—运输带一、电动机的选择1.电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，两班制，连续单向运转，室内工作，有灰尘，环境最高温度35℃所以选用三相异步Y132M1系列的电动机，全封闭自冷结构，电压380V。2.电动机容量的选择1）工作机所需功率PwPw=FV/1000=(2500kN×1.25m/s)/1000=3.125kW2）卷筒转速Nwnw=60×1000×v/πd=60×1000×1.25/（3.14×350r/min）=68r/min3.电动机的输出功率1）由表11—3可得a.V带传动效率η1=0.96b.滚动轴承的效率η2=0.98c.闭式圆柱齿轮传动的效率η3=0.96d.带式运输机的效率η4=0.90e.联轴器的效率η5=0.99则传动装置的总效率为：ηζ=0.772）电动机工作效率:Pd=Pw/ηζ=3.125kW/0.77=4.06kW3）根据电动机的额定功率Ped≥Pd及工作情况，查课本附表11-1，可选择三相异步电动机Y132M1。其主要指标如下：二、计算传动的装置的总传动比iζ并分配传动比电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M1-649602.02.21.总传动比i=Nd/Nw=1460/68=21.52.分配传动比设V带传动比i1=4.53则闭式圆柱齿轮的传动比i2=i/i1=22.38/4.53=4.75三、计算传动装置各轴的运动和动力参数1.电动机输入功率：Pw=4.06kw转速：1460r/min转矩：9.55×103×Pw/n=26.56N·m2.Ⅰ轴输入功率：Pw=4.025kw转速：1460r/min转矩：9.55×103×Pw/n=26.56N·m3.Ⅱ轴输入功率：I轴输入功率×η1=3.90kw转速：i1=1460/n=322r/min转矩：9.55×103×3.90/322=115.67N·m4.Ⅲ轴输入功率：Ⅱ轴输入功率×η2=3.82kw转速：i2=Ⅱ轴转速/n=67.79r/min转矩：9.55×103×3.82/67.79=538.15N·m5.Ⅳ轴输入功率：Ⅲ轴输入功率×η22η3η4η5=3.14kw转速：i2=Ⅱ轴转速/n=67.79r/min转矩：9.55×103×3.14/67.79=442.35N·m各轴计算结果如下：轴号输入功率P/Kw转矩T(N·m)转速n（r/min）传动比电动机轴4.0626.5614601Ⅰ轴4.0626.5614604.53Ⅱ轴3.90115.673224.75Ⅲ轴3.82538.1567.79Ⅳ轴3.14442.3567.79四、齿轮传动设计齿数的选择A.高速级齿轮传动设计输入功率小齿轮转速小齿轮转矩载荷系数3.90KW322r/min115.66N·m1.41选择材料、精度及参数选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。1）精度等级选用8级精度；2）试选小齿轮齿数z1＝35，大齿轮齿数z2＝166；1.按齿面接触强度设计dt≥321·2HEHdtZZuuTKσφ1）确定公式内的各计算数值1载荷系数1tk=1.42标准直齿圆柱齿轮传动系数HZ=2.53材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa(钢)表3-54齿宽系数φd＝1表3-75许用接触应力σHlim1＝589MPaσHlim2＝554MPa6小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P2/n2=1.16×105N·mm2.计算1）小齿轮分度圆直径d1≧321·2HEHdtZZuuTKσφ=3255545.28.18975.4175.411016.14.12=66mm2）计算圆周速度v=10006021ndtπ=10006032266π=1.11m/s3）计算齿宽b及模数ntmM=d1/z1=66/35=1.89由表3—2取标准模数，使得模数取24．几何尺寸计算1）分度圆直径d1=mz1=2×35=70d2=mz2=2×166=3322）中心距的选择a=(d1+d2)/2=2013）齿数z1=35，z2=1664）模数m=25）齿宽b=d1×φd=70mmb2=b=70mmb1=70+5~10mm，取78mm6)顶圆直径da1=d1+2ha=m(z1+2)=74mm,da2=d2+2ha=m(z2+2)=338mm7)根圆直径df1=d1-2hf=m(z1-2.5)=65mm,df2=d2-2hf=m(z2-2.5)=327mm5.校核齿根弯曲疲劳强度A许用齿根应力极限应力1=0.7HBS+275=443Mpa2=415Mpa安全系数Sf=1.4许用齿根应力[1F]=316Mpa[2F]=296MpaB验算齿根应力复合齿形系数Yfs1=4.05,Yfs2=4.00C齿根应力1F=2KT1/bd1m×Yfs1=2×1.4×1.16×105×4.05/（70×70×2）=134Mpa2F=1F×(Yfs2/Yfs1)=133Mpa由于1F[1F],2F[2F]故弯曲疲劳强度足够结果合适由此设计有模数分度圆直径齿宽顶圆直径根圆直径齿数小齿轮27078746535大齿轮233270338327166单位mm五.轴的设计1.计算从动轴的转速从动轴转速n2=n1/i=322/4.75=67.79r/min2.求主，从动轴的计算直径根据轴的材料并考虑弯矩的影响由表7—4取c=118主动轴的计算直径：d1≥09.2722309.3118C331nP从动轴的计算直径：d2≥.5554.797609.3118C332nP计算键槽的影响：d1=1.03×27.09mm=27.90mmd2=1.03×45.55mm=46.91mm4.取标准直径因d1、d2分别转矩的输入和输出端直径均属有配合要求的轴段，由附表7—1取标准直径d1=30mm,d2=48mm六.滚动轴承的选择（一）1..选轴Ⅱ考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，由于该轴在减速器运作中会受到一定的轴向力,固保险起见使用深沟球轴承6407。2.计算当量动载荷由于轴承只承受径向载荷，故当量动载荷即为轴承承受的径向载荷（轴承的承反力）。此处，两轴承支承反力相等，即有当量动载荷Fp=2/FrFrFtFtFt=2T2/d1=2×115.67×103=3304.86NFr=Ft×tan20°=7393.50N因此Fp=4049.25N3.求轴承的实际寿命轴承基本额定动载荷由附表8—3C=56900温度系数由表8—6ft=1.0载荷系数由表8—7fp=1.1寿命指数3轴承的实际寿命Lh=FpfpCft260106nFpfpCftFpfpCft=轴承预期寿命为Lh0=8×24×365=70080h由于Lh＞Lh0，故6407轴承可用。该轴承的基本参数：内孔直径d=35mm，外径D=100mm，宽度B=25mm。4.轴Ⅱ的设计尺寸1.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径a．该段安装带轮，最小直径为30mm；b．该段安装轴承和轴承端盖，轴承类型为6407，故该段轴直径定为35mm；c．该段为了固定齿轮，直径定为40mm；该段轴要安装轴承、套筒、齿轮，轴承选用6407型，所以该轴上的轴承的直径为35mm；d．该段轴要安装齿轮，直径定为45mm；e．为了定位齿轮不右移，定位轴肩高度应达2mm，所以该段轴直径为49mm；f．该段轴身直径定为40mm；g．该段轴安装轴承6407，直径定为35mm；2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a．该段安装带轮，长度定为44mm；b．该段轴安装轴承和轴承端盖，长度定为40mm；c．该段安装套筒，长度定为20mm；d．该段安装齿轮，考虑到齿轮宽度比轴头宽1~2mm，长度为68mm；e．该段轴肩长度定为10mm；f．该段轴身长度定为20mm；g．该段轴安装轴承，长度定为25mm。最小直径=30mm总轴长=221.0mm（二）1..选轴Ⅲ考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量，由于该轴在减速器运作中会受到一定的轴向力,选用深沟球轴承6210。2.计算当量动载荷当量动载荷Fp1=Fp2=2/FrFrFtFt齿轮所受的切向力NdTFt86.32413232538150223；切向力Fr=Ft×tan=3241.86×tan20°=7252.57N因此Fp=3972N3.求轴承的实际寿命轴承基本