机械设计课程设计_

1、机械设计《课程设计》课题名称带式输送机传动装置设计系别机械系专业模具设计与制造班级模具091姓名尹利平学号200902031077指导老师刘静波完成日期2011年6月25日目录第一章绪论第二章课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目2.2主要技术参数说明2.3传动系统工作条件2.4传动系统方案的选择第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构3.2电动机选择3.3传动比分配3.4动力运动参数计算第四章齿轮的设计计算(包括小齿轮和大齿轮)4.1齿轮材料和热处理的选择4.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸4.2.2齿轮弯曲强度校核4.2.3齿轮几何尺寸的确定4.3齿轮的结构设计第五章轴的设计计算(从动轴)5.1轴的材料和热处理的选择5.2轴几何尺寸的设计计算5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径5.2.2轴的结构设计5.2.3轴的强度校核第六章轴承、键和联轴器的选择6.1轴承的选择及校核6.2键的选择计算及校核6.3联轴器的选择第七章减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算7.1润滑的选择确定7.2密封的选择确定7.3减速器。

2、附件的选择确定7.4箱体主要结构尺寸计算第八章总结参考文献第一章绪论本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》、《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。第二章课题题目及主要技术参数说明2.1课题题目带式输送机传动系统中的减速器。要求传动。

3、系统中含有单级圆柱齿轮减速器及V带传动。2.2主要技术参数说明输送带的最大有效拉力F=1800N，输送带的工作速度V=1.5m/s，输送机滚筒直径D=220mm。2.3传动系统工作条件带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载起动，工作载荷较平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，中批量生产；三相交流电源的电压为380/220V。2.4传动系统方案的选择图1带式输送机传动系统简图计算及说明结果第三章减速器结构选择及相关性能参数计算3.1减速器结构本减速器设计为水平剖分，封闭卧式结构。3.2电动机选择（一）工作机的功率PwwP=FV/1000=1800*1.5/1000=2.7kw（二）总效率总总=带齿轮联轴器2轴承=0.95*0.97*0.99^2*0.97=0.88（三）所需电动机功率dPdP=wP/总=2.7/0.88=3.07kw查《机械零件设计手册》得Ped=5.5kw电动机选用Y123sS-41440r/min3.3传动比分配工作机的转速n=60×1000v/（D）=60×1000×1.4/3.14*260=102r/minI齿。

4、=1.4-1.6)i带取1.4i带=3.2i齿=4.43.4动力运动参数计算（一）转速n电动机选用：Y123S-4I带=3.2I齿=4.4计算及说明结果0n=满n=1440r/minIn=0n/带i=满n/带i=1440/3.2=450r/min）IIn=In/齿i=450/4.4=102r/min）IIIn=IIn=102r/min（二）功率PP0=Pd=3.07kwP1=P0*n带=3.07*0.95*0.99=2.89kwP2=p1*n齿n轴=2.89*0.97*0.99=2.78kwP3=p2*n联n轴=2.78*0.97*0.99=2.67kw（三）转矩TT0=9550P0/n=9550*3.07/1440=20.9(KN.m)T1=9550*P1/n2=9550*2.89/450=61.33(KN.m)T2=9550*P1/P2=9550*2.78/102=258.9(KN.m)计算及说明结果将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/(r.min-1)T/(N﹒m)i03.07144029.53.20.9612.8945089.1322.78102374.54.40.973。

5、2.67102382.510.99第四章齿轮的设计计算4.1齿轮材料和热处理的选择小齿轮选用45号钢，调质处理，HB＝236大齿轮选用45号钢，正火处理，HB＝1904.2齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械零件设计手册》查得aHaHMPMP530,5802lim1lim,SHlim=11,200,215lim2lim1limFaFaFSMPMPU=n1/n2=450/102=4.4由《机械零件设计手册》查得ZN1=ZN2=1YN1=YN2=1.1由aHNHHMPSZ58011580lim11lim1aHNHHMPSZ53011530lim22lim2计算及说明结果aFNFFMPSY24411.1215lim11lim1aFNFFMPSY20411.1200lim22lim2（一）小齿轮的转矩ITT1=9550*4.0/450=89.13N.m（二）选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取。

6、K＝1.1（三）计算尺数比=4.4（四）选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取d＝1（五）计算小齿轮分度圆直径1d1d≥计算及说明结果1d766uuKTHdI223][)1(=64mm（六）确定齿轮模数ma=64/2(1+4.4)=174mmm=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×174取m=2（七）确定齿轮的齿数1Z和2zZ1=64/2=32取Z1=32Z2=u*Z1=4.4*32=140.8取Z2=142（八）实际齿数比'u=Z2/Z1=142/32=4.4375齿数比相对误差006.0'Δ±2.5%允许（九）计算齿轮的主要尺寸d1=m*z1=32*2=64d2=m*z2=142*2=284Z1=32Z2=1421d=64mm2d=284mm计算及说明结果中心距a=1/2(d1+d2)=1/2(64+284)=174mm齿轮宽度B2=1*64=64mmB1=B2+(5～10)=69--74(mm)取B1=72(mm)（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度V=3.14*450*64/(。

7、60*1000)=1.5(m/s)查表应取齿轮等级为8级，但根据设计要求齿轮的精度等级为8级。4.2.2齿轮弯曲强度校核（一）由4﹒2﹒1中的式子知两齿轮的许用弯曲应力aFMP2441aFMP2042（二）计算两齿轮齿根的弯曲应力由《机械零件设计手册》得1FY=4.072FY=3.91比较FFY/的值1FY/[1F]=4.07/244=0.0202FY/[2F]=3.91/204=0.019计算大齿轮齿根弯曲应力为a=174mmB1=72mmB2=64mmV=1.5(m/s)定为IT8计算及说明结果TF1=2*1.4*890000*3.91/(64*2^2*32)=118.94MPaaFMP2441齿轮的弯曲强度足够4.2.3齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径ad由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25da1=d1+2h*m=64+2*1*2=68mmda2=d2+2h*m=284+2*1*2=288mm齿距P=2×3.14=6.28(mm)齿根高)(5.2mmmchhaf齿顶高)(221mmmhhaa齿根圆直径fddf1=d。

8、1-2*(ha*+c*)m=64-2*(1+0.25)*2=59mmdf2=d2-2*(ha*+c*)m=284-2*(1+0.25)*2=279mm4.3齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径d=62)(mm轮毂直径1D=1.6d=1.6×62=99.2)(mm取110轮毂长度L=B2=64mm轮缘厚度δ0=(3～4)m=6～8(mm)取0=8轮缘内径2D=2ad-2h-20=288-2×4.5-2×8强度足够1ad=68mm2ad=284mmh=4.5mmS=3.14mmP=6.28mmhf=2.5mmha=2mmdf1=59mmdf2=279mm计算及说明结果=263(mm)取D2=260(mm)腹板厚度c=0.32B=0.3×64=19.2取c=20mm)腹板中心孔直径0D=0.5(1D+2D)=0.5(260+100)=180(mm)腹板孔直径0d=0.25（2D-1D）=0.25（260-100）=80(mm)取0d=20(mm)齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1齿轮工作如图2所示：计算及说明结果第五章轴的。

9、设计计算5.1轴的材料和热处理的选择由《机械零件设计手册》中的图表查得选45号钢，调质处理，HB217～255b=637MPas=353MPa1=59MPa5.2轴几何尺寸的设计计算5.2.1按照扭转强度初步设计轴的最小直径从动轴2d=c223nP=(40.4-36.65)d*1.05=42.4-38.5考虑键槽2d=d*1.05=42.4-38.5=选取标准直径2d=45mm5.2.2轴的结构设计根据轴上零件的定位、装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。5.2.3轴的强度校核从动轴的强度校T=374510(N/m)圆周力tF=2*374510/284=2637N径向力rF=tFtan=2637×tan20°=960N由于为直齿轮，轴向力aF=0作从动轴受力简图：（如图3所示）D2=32mm计算及说明结果L=110mmHAR=HBR=0.5tF=0.5×960=480)(NHCM=58*480=27840VAR=VBR=0.5rF=1318NVCM=58*1318=75444N/mm转矩T=374510N/mm校核CM=22VCHCMM==8。

10、1356N/mmeM=22aTMC==237353N/mm由图表查得，b1=59MPaa=237714/(0.1*62^2)=1059MPa则强度足够第六章轴承、键和联轴器的选择6.1轴承的选择及校核考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查《机械零件设计手册》选择62082个（GB/T276-1993）从动轴承62122个（GB/T276-1993）寿命计划：从动轴承2个计算及说明结果两轴承受纯径向载荷P=rF=602.34X=1Y=0从动轴轴承寿命：深沟球轴承6212本额定功负荷rC=62.8KNtf=1=3预期寿命为：8年，两班制轴承寿命合格6.2键的选择计算及校核（一）从动轴外伸端d=45考虑键在轴中部安装故选键，b=18L=90，h=11选45号钢，其许用挤压力p=100MPap=lhFt`=hldTI4000==52.84p则强度足够，合格（二）与齿轮联接处d=62，考虑键槽在轴中部安装，故同一方位母线上，选键，b=14mm，L=50mm，h=9mm，选45号钢，其许用挤压应力p=100MPap=。