机械设计基础课程设计A(带式运输机传动装置)Word文件下载.doc
《机械设计基础课程设计A(带式运输机传动装置)Word文件下载.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计基础课程设计A(带式运输机传动装置)Word文件下载.doc（23页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
一般机械厂制造，小批量；
（7）工作环境：
室内，轻度污染环境；
（8）边界连接条件：
原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。
三、课程设计应完成的工作
（小组成员A：
1．减速器装配图1张（1号图纸）；
2．输出轴上齿轮零件图1张（3号图纸）；
3．设计说明书1份。
小组成员B：
1．上箱体零件图1张（1号图纸）；
2．输入轴零件图1张（3号图纸）；
小组成员C：
1．下箱体零件图1张（1号图纸）；
2．输出轴零件图1张（3号图纸）；
四、课程设计进程安排
序号
设计各阶段内容
地点
起止日期
1
设计准备:
明确设计任务；
准备设计资料和绘图用具
传动装置的总体设计:
拟定传动方案；
选择电动机；
计算传动装置运动和动力参数
第1天
2
传动零件设计计算:
带传动、齿轮传动主要参数的设计计算
第2天
3
减速器装配草图设计:
初绘减速器装配草图；
轴系部件的结构设计；
轴、轴承、键联接等的强度计算;
减速器箱体及附件的设计
第3~5天
4
减速器装配图设计
第5~7天
5
零件工作图设计
第8天
6
整理和编写设计计算说明书
第9天
7
课程设计答辩
第10天
五、应收集的资料及主要参考文献
（1）
濮良贵、纪名刚主编.机械设计[M].北京：
高等教育出版社，2006年5月第8版
（2）林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课程设计指导书[M].北京：
清华大学出版社，2008年11月第1版
（3）机械制图、机械设计手册等。
发出任务书日期：
2013年06月24日指导教师签名：
计划完成日期：
2013年07月05日基层教学单位责任人签章：
主管院长签章：
计算过程及计算说明
2传动方案拟定和说明
2.1设计单级圆柱齿轮减速器
2.1.1已知条件：
滚筒圆周力F=2800N；
带速V=2.2m/s；
滚筒直径D=360mm。
2.1.2工作条件：
使用年限8年，工作为两班工作制，载荷较平稳。
2.1.3设想传动简图，如下：
3电动机选择
3.1电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
3.2电动机功率选择：
3.2.1传动装置的总效率：
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒×
η滑动轴承
=0.90×
0.992×
0.97×
0.99×
0.95×
0.90=0.724
3.2.2卷筒工作功率：
P卷筒=FV/1000=（2800×
2.2）/1000=6.16KW
3.2.3电机所需的工作功率：
P电机=P卷筒/η总=6.16/0.724=8.51KW
3.2.4确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
1000V/πD=60×
1000×
2.2/（π×
360）=116.8r/min
取V带传动比i1′=2～4，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2′=3～6。
则总传动比理时范围为ia′=6～24。
i取小于等于15，根据几个常用电机的同步转速有750、1000、和1500、3000r/min。
初步选取n=1500r/min进行计算
。
3.2.5确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M-4。
其主要性能：
额定功率：
11KW，满载转速1460r/min。
4计算总传动比和分配各级的传动比
4.1总传动比：
i总=n电动/n筒=1460/116.8=12.5
4.2分配各级传动比
取V带传动的传动比i带=3
则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：
i齿轮=i总/i带=12.5/3=4.17
5计算传动装置的运动和动力参数
5.1各轴转速
电动机轴为1轴，减速器高速轴为2轴，低速轴为3轴，各轴转速为：
n1=n电机=14600r/min
n2=n1/i带=1460/3=486.7（r/min）
n3=n2/i齿轮=486.7/4.17=116.7（r/min）
5.2计算各轴的功率
按电动机所需功率P计算各轴输入功率，即
P1=P电机=8.51KW
P2=P1×
η带=8.51×
0.90=7.66KW
P3=P2×
η轴承×
η齿轮=7.766×
0.97＝7.35KW
5.3各轴扭矩
T1=9.55×
103P1/n1
=9.55×
103×
8.51/1460=55.67N·
m
T2=9.55×
103P2/n2
7.66/486.7=150.3N·
T3=9.55×
103P3/n3
7.35/116.7=601.5N·
以上计算结果整理后列于下表：
轴号
轴1
轴2
轴3
转速（r/min）
1460
486.7
116.7
功率（kw）
8.51
7.66
7.53
转矩（N·
m）
55.67
150.3
601.5
传动比
4.17
6传动零件的设计计算
（此部分计算所查表、图全来自《机械设计基础》课本）
6.1皮带轮传动的设计计算
已知：
n1=1460r/minP1=8.51KW工作16小时
6.1.1求计算功率Pca
查表8-7得kA=1.2，故Pca=KAP=1.2×
8.51=10.21KW
6.1.2选V带型号（普通V带）
据Pca=10.21KW，n1=1460r/min，由图8-10查出选用B型。
6.1.3求大、小带轮基准直径d2、d1
现取d1=132mm,由式（8-15a）得
d2＝i带d1=3x132=396mm
由表8-8取d2=400mm
6.1.4验算带速V
V=πd1n1/（60×
100）=π×
132×
1460/（60×
1000）=10.8m/s
在53０m/s范围内，故带速合适。
6.1.5带基准长度Ld和中心距a
a0=0.7（d1+d2）～2（d1+d2）=356至468mm
取a0=400mm
由式（8-22）得带长
Lo=2ao+π（d1+d2）/2+（d1-d2）2/4ao=2515mm
由表8-2选带的基准长度为L0=2500mm
a≈a0+（Ld-L0）/2
=400+（2500-2515）/2=393mm
6.1.6验算小带轮包角
а1=180o-（d1-d2）/a×
57.3o=142°
>
90度，合适
6.1.7求确定V带根数z
由式（8－26）得z＝
今n1＝1460r/mind=132mm，查表8-4a得P0=2.82kw
查表8-4b得△P0=0.46KW，查表8-5得ka=0.91
查表8－2得＝1.03，由此可得
z＝3.33取4根
6.1.8求作用再带轮轴上的压力
由表8-3得q＝0.18kg/m,故由式子得单根V带的初拉力
F0=500Pca/（zv）（2.5/-1）+qv2
=[500×
10.21/（4×
10.8X0.91）×
（2.5-0.91）+0.18×
10.82]N
=227N
作用在轴承的压力
FQ=2zF0sin（α1/2）=2×
4×
227×
sin（1420/2）N=1717N
6.2齿轮传动的设计计算
已知:
单向传动，轻微冲击
P=7.66KWi=4.17n1=486.7r/min
6.2.1选择齿轮材料及确定需用应力
设计成结构紧凑故采用软齿面的组合：
小齿轮用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；
大齿轮用45钢（调质），齿面硬度为240HBS
6.2.2按齿面接触强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
小齿轮上的转矩T1=150300N·
mm
初设螺旋角为β＝140
齿数取Z1=24，Z2=Z1×
i=24×
4.17=100.08实际传动比为i=101/24=4.2
计算公式：
d1t≥[2kT1/εφd×
（u±
1）/u×
（ZEZH/[σH]）2]1/3
确定公式内的各计算数值
试选K=1.6
选取区域系数ZH为2.433
ε等于0.78+0.90=1.68
选取齿宽系数φd=1.0
查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
[σH]=（[σH1]+[σH2]）/2=（570+550）/2=560MPa
计算
小齿轮分度圆直径：
d1t≥[2×
1.6×
150300/（1×
1.68）×
[（4.2+1）/4.2]×
（2.433×
189.8/560）2]1/3=62.2mm
圆周速度：
v=πxd1tn/（60x1000）=1.59m/s
齿宽b和模数mnt：
b=φdd1t=1.0x62.2=62.2mm
mnt=d1tcosβ/Z1=62.2Xcos140/24=2.51mm；
h=2.25mnt=2.25×
2.51=5.65mm；
b/h=62.2/5.65=11
纵向重合度为1.903；
载荷系数k=2.21
d1=d1tx（k/kt）1/3=69.3mm；
mn=d1tcosβ/Z1=69.3Xcos140/24=2.80mm
6.2.3按齿根弯曲强度设计计算
齿形系数ZV1=24/COS3140=26.27ZV2=101/COS3140=110.56
查表得YFa1=2.59YFa2=2.17
查表得YSa1=1.59YSa2=1.80
因YFa2YSa2/[σF2]=2.17×
1.80/238.86=0.0164＞YFa1YSa1/[σF1]=2.59×
1.59/303.51=0.0136
故应对大齿轮进行弯曲强度计算
齿轮分度圆直径:
mn≥[2kT1Ycos2β/φd×
Z12ε×
（YFaYSa/[σF]）]1/3＝2.06mm
6.2.4几何尺寸计算
对比上述结果，取m=2.5，同时取d1=69.3mm来计算应有的齿数，z=d1cosB/m=26.9，取z1=27，则z2=4.2x27=113,z2取113，中心距a=mn×
（Z2+Z1）/2×
cosβ=2.5×
（27+113）/2×
cos140=180.4mm取a=181mm
确定螺旋角：
β=arccosmn（Z2+Z1）/2a
=14.790
齿轮分度圆直径d1=mnZ1/cosβ=2.5×
27/cos14.790＝70mm
d2=mnZ2/cosβ=2.5×
113/cos14.790＝292mm
齿宽b=φdd1=1.0×
70=70mm
取b2=70mm，b1=75mm
据以上所求，可得出大小齿轮的各参数，汇总列表如下，方便以后计算查阅。
单位：
项目
d
da
df
小齿轮
70
72
68
大齿轮
292
294
290
7箱体尺寸的选择
箱体为铸铁减速器箱体，结构尺寸按课程设计书P21表4-1（图4-1）规定选择。
箱体壁厚
δ=8
箱盖壁厚
δ1=8
箱体凸缘厚度
b=12，b1=12，
加强肋厚
m=6.8，m1=6.8
地脚螺钉直径
df=18
地脚螺钉数目
n=4
轴承旁联接螺栓直径
d1=14
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2=10
轴承盖螺钉直径和数目
d3=8，n=4
轴承盖（轴承座端面）外径
D1=80
D2=100
观察孔盖螺钉直径
d4=6
df至箱外壁距离
C1=26，C2=24
箱缘尺寸
C1=18,C2=22
轴承端盖螺钉分布直径
D1'
=8,D2'
=8
箱体外壁至轴承座端面距离
C1+C2+10=40
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
△1=12
齿轮端面至箱体内壁的距离
△2=12
减速器中心高
H=210
底脚凸缘尺寸
圆锥定位销直径与数目
8，2
箱体外壁至轴承座端面的距离
60
轴承座孔长度
25，30
8轴的设计计算
输入轴的设计计算
8.1按扭矩初算轴径
选用45号钢调质处理，根据d≥A（P/n）1/3，并查表，取A=120,则
d≥120×
（7.66/486.7）1/3mm=28.1mm
考虑有键槽，将直径增大3%，则
d=28.1×
（1+3%）mm=28.9mm
∴选d=30mm为外伸出端的最小直径为dmin=30mm
假定选用弹性套柱联轴器，查课程设计指导书136页选用TL6，孔径30mm,半联轴器长为L=60mm,毂孔长度为L1=56mm
8.2轴的结构设计
8.2.1确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
dⅠ=30mm，长度取LⅠ=60mm
II段:
dII=36mm，因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以取长度取LII=60mm
Ⅲ段：
初选用32208型其内径为dⅢ=40mm,宽度为25mm，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离且安装挡油盘与轴衬而定，为此，取该段长为LⅢ=25mm
IV段与小齿轮固定配合，计算得轴长均为LIV=95mm，直径为dIV=76mm
对于V段，此段亦安装轴承，直径为dV=40mm，综合考虑取长度LV=25mm
8.3按弯矩复合强度计算
Ft=2T2/d1=2×
150300/70=4294N；
Fr=Fttanαn/cosβ
=4905×
tan200/cos14.790=1616N；
Fa=Fttanβ=4294×
tan14.790=1134N
作用在轴右端带轮上外力F=2530N（方向未定）；
分度圆直径为70mm;
对于32208型的圆锥滚子轴承,a=19mm则L=101mm；
K=139mm；
（如图a）
8.3.1求垂直面的支承反力
F1v=（Fr·
L/2-Fa·
d1/2）/L
=（1616×
101/2-1134×
70/2）/101=415N
F2v=Fr-F1v=1616-415=1201N
8.3.2求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4294/2N=2147N；
8.3.3F力在支点产生的反力
F1F=F·
K/L=2147×
（139/101）N=1488N；
F2F=F+F1F=（2147+1488）N=3635N；
8.3.4绘垂直面的弯矩图（图b）
Mav=F2v·
L/2=1201×
0.101/2=61N·
M′av=F1v·
L/2=415X0.101/2=21N·
8.3.5绘水平面的弯矩图（图C）
MaH=F1H·
L/2=2147×
0.101/2N·
m=108N·
8.3.6F力产生的弯矩图（图d）
M2F=F·
K=2147×
0.139N·
m=298N·
a-a截面（两轴承的中心所在的垂直面）F产生的弯矩为：
MaF=F1F·
L/2=1488×
0.101/2N·
m=75N·
8.3.7求合成弯矩图（图e）；
考虑到最不利的情况，把MaF与（M2av+M2aH）1/2直接相加。
Ma=（M2av+M2aH）1/2+MaF
=[（612+1082）1/2+75]N·
m=199N·
Ma′=[（M′av）2+（M′aH）2]1/2+MaF
=[（212+1082）1/2+75]N·
m=185N·
8.3.8求轴传递的转矩（图f）
T=Ft·
d1/2=4294×
70/2N·
mm=150300N·
mm=150.3N·
8.3.9求危险截面的当量弯矩
由上可知a-a截面最危险，其当量弯矩为
Me=[M2a+（αT2）2]1/2
取α=0.6，代入上式可得
Me=[1992+（0.6×
150.3）2）1/2N·
m=218N·
m；
8.3.10计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45号钢调质处理，由课本P362表15-1查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa，则
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[218×
1000/（0.1×
60）]1/3=33.1mm
故d=33.1mm<
76mm,安全，该轴强度足够。
输出轴的设计计算
8.4按扭矩初算轴径
选用45号钢，根据d≥A（p3/n3）1/3并查课本P370表15-3，取A=112，
d≥112×
（7.35/116.7）1/3mm=44.56mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=44.66×
（1+5%）mm=46.79mm
初选输出轴的最小直径d=48mm
8.5轴的结构设计
8.5.1轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用挡油盘轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，采用过盈配合固定
8.5.2确定轴各段直径和长度
按照轴上两直径略有差值1～5mm，轴肩处的直径差可取6～10mm的规定，确定输入轴各级的直径。
具体方法同上输入轴的设计计算一样。
按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。
具体尺寸如下：
d1
d2
d3
d4
d5
d6
48
56
65
75
L1
L2
L3
L4
L5
L6
84
46
66
12
30
8.6按弯矩复合强度计算
8.6.1已知作用在齿轮上的圆周力
Ft=2T3/d2=2×
601500/292N=4120N；
径向力Fr=Fttanα/cosβ=4120×
tan200/cos14.790=1551N；
轴向力Fa=Fttanβ=4120×
tan14.790=1088N（图a）所示
齿轮分度圆直径d2=292mm；
对于33112型的圆锥滚子轴承,a=23.1mm
则L=108mm；
K=163mm
8.6.2求垂直面的支承反力
L+Fa·
d2/2）/L
=（1551×
108/2-1088×
292/2）/108=-695N；
F2v=Fr-F1v=1551+695=2246N；
8.6.3求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4120/2=2060N
8.6.4绘垂直面的弯矩图（图b）
Mav=F2v·
L/2=2246×
0.108/2=121.3N·
L/2=695×
0.0108/2=35.1N·
8.6.5绘水平面的弯矩图（图C）
L/2=2060×
0.108/2=141227N·
mm=111.24N·
m
8.6.6求合成弯矩图（图d）；
Ma=（M2av+M2aH）1/2
=（121.32+111.242）1/2=164.58N·
M′a=[（M′av）2+（M′aH）2]1/2
=（25.12+111.242）1/2=116.64N·
8.6.7求轴传递的转矩（图e）
d2/2=4120×
292/2＝601500N·
mm＝601.5N·
8.6.8求危险截面的当量弯矩
由弯矩图可知a-a截面最危险，其当量弯矩为
Me=[M2a+（αT）2]1/2
对不变的转矩，取α=0.6，代入上式可得
Me=[164.582+（0.6×
601.5）2]1/2=396.66N·
8.6.9计算危险截面处轴的直径
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[396.66×
103/（0.1×
60）]1/3=40.43mm
故d=40.43mm<
65mm,安全，该轴强度足够。
9滚动轴承的选择及校核计算
根据已知条件，轴承预计寿命16×
300×
8=38400小时
9.1计算输入轴承
9.1.1两轴承径向反力：
F1Q=FQ×
（K＋L）/L-F1H
=2147×
（101＋139）/101-2147=2954.78N
F2Q=FQ×
K/L-F2H
139/101-2147=807.78N
FR1=FR2=Fr=1616N
轴承受的总径向力为
Fr1=（FR12＋F1Q2）1/2=（16162＋2954.782）1/2=3367.82N
Fr2=（FR22＋F2Q2）1/2=（16162＋807.782）1/2
升级会员 