机械设计课设doc.docx
《机械设计课设doc.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课设doc.docx（13页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
机械设计课设doc
哈尔滨理工大学荣成学院
机械设计课程设计
题目：
带式运输机减速装置
专业年级：
学生姓名：
学号：
指导教师：
电气工程系
完成时间：
2012年7月11日
机械设计课程设计任务书
学生姓名：
学号：
专业：
任务起止时间：
2012年7月5日至2012年7月11日
设计题目：
设计带式输送机中的传动装置
机械原理课程设计工作内容：
一．传动方案如下图1所示：
1—电动机；2—V带传动；
3—单级圆柱齿轮减速器
4—联轴器；5—带式输送机；
6—鼓轮；7—滚动轴承
图1带式输送机减速装置方案图
二、工作条件
单向连续平稳转动，常温下两班制工作，空载启动，装置寿命为7年。
三、原始数据
鼓轮直径d/mm
250
传送带运行速度V/m/s
1.2
运输带上牵引力F/N
3000
四、设计任务：
1.低速零部件组装图一张（A2图纸）
2.设计说明书一份
在一周内完成并通过答辩。
资料：
《机械原理》
《工程力学》
《机械制图》
指导教师签字：
年月日
（一）电机的选择
1.选择电机的类型和结构形式：
依工作条件的要求，选择三相异步电机
封闭式结构
u=380v
Y型
2.电机容量的选择
工作机的功率P工作机=F牵*V运输带/1000=3.6kw
V带效率：
0.96
滚动轴承效率：
0.99
齿轮传动效率（闭式）:
0.99x1（对）
联轴器效率：
0.99
卷筒效率：
0.96
传输总效率
=0.85（该效率为上述效率的乘积）
则，电机功率
=4.067kw
3.电机转速确定
工作机主动轴转速n工作机=
=91.320r/min
V带传动比范围：
2~4一级圆柱齿轮减速器传动比范围：
3~6
总传动比范围：
6~24
∴电动机转速的可选范围为：
547.92~2191.68r/min
在此范围的电机的同步转速有：
1500r/min,1000r/min,750r/min
依课程设计指导书67页Y系列三相异步电机技术数据（JB3074-82）选择电机的型号为；Y132S-4性能如下表：
电机型号
功率
KW
满载时
额定转矩
质量
转速n
r/min
电压V
电流A
功率因数
Y132S-4
5.5
1440
380
11.6
0.84
36.48
68
（二）传动装置的运动和动力参数计算
所选电机满载时转速nm=1440r/min
总传动比：
i总=
=15.7（为各级传动比的乘积）
1.分配传动比及计算各轴转速
i总=iD×i
带传动的传动比iD=3（取值在2~4之间）
一级圆柱齿轮减速器传动比i=5.2（取值在3~6之间）
则高速轴I轴转速n1=480r/min（n1=1440/3=480）
则低速轴II轴的转速n2=92.3r/min（n2=480/5.2=92.3）
2.各轴输入功率，输出功率
P输出=
P输入，效率如前述。
则高速轴I轴的输入功率PI=5.28KW（P1=5.5*0.95=5.23）
输出功率PI＇=5.174KW（P1'=5.23*0.99=5.17）
则低速轴II轴的输入功率PII=5.122KW（P2=5.17*0.97=5.02）
输出功率PII＇=5.02KW（P3=5.02*0.99=4.97）
3.各轴输入转矩:
小带轮输入转矩Td=36.47N·m
I轴输入转矩TI=105.039N·m
II轴输入转矩TII=535.27N·m（公式：
T=9550*P/n）
（同一根轴的输出功率与输入功率数值不同，因为有轴承功率损耗；同一根轴的输出功与下一根轴的输入功率也不同，因为有传动功率损耗；转矩也是，计算时需要注意）
（三）V带传动设计
1.确定计算功率Pc
已知电机输出功率，依教材《机械设计基础》表11.5，取KA=1.2,故Pc=6.6KW（根据载荷平稳运行，一天工作工作16小时，可知KA=1.2，Pc=P*Ka）
2.选择普通V带型号
已知Pc，nm，结合教材《机械设计基础》，由图11.8确定所使用的V带为A型。
（小带轮转速1440,可知选择A带,并由此得到额定功率及功率增量）
3.确定大小带轮基准直径d1，d2。
由《机械设计基础》表11.6取d1=125mm，带传动比iD已知，则
d2=iD·d1=375mm
4.验算带速v
6.28m/s
（带速过高，离心力增大，带和带轮正压力减小，降低传动能力，带寿影响带命，故一般使带的速度在5-25m/s）
5.求V带基准长度和中心距（L0，a）
初定中心距
=1.5（d1+d2）=750mm,选a0=700mm
带长
=2305.83mm
由表11.2，对A型带进行选用，Ld=2500mm
则实际中心距：
847mm
（根据表选择普通V带基准长度）
6.验算小带轮包角
163.087°>120°合格。
（小带轮的包角直接影响带传动的能力，不能太小，所以要进行验算）
7.求V带根数Z
已知n1，d1，查表11.3得P0=1.61
已知传动比iD，查表11.3得ΔP0=0.17
已知
1，查表11.4得K
=0.95，查表14.2.2得KL=1.01
则V带根数Z=
4。
（带的根数圆整，为使每根带受力均匀，带的根数不宜过多，一般取3-6）
8.求作用在带轮上的压力FQ
由《机械设计基础》表11.1，可知A型带每米质量q=0.10kg/m
单根V带的拉力F0=
2=166.32N
作用在轴上的压力FQ=2ZF0sin
=1316.15N.
（四）减速器（齿轮）参数的确定
1.选择材料及确定许用应力由《机械设计基础》表13.9得：
小齿轮用：
40Cr，热处理方式：
调质，齿面硬度为280HBS
大齿轮用：
45钢，热处理方式：
调质，齿面硬度为240HBS
（优质碳素钢45号应用于低速轻载而且冲击小，是锻造齿轮最常见的材料，为了增大强度，小齿轮选择调制的热处理方式）
由表13.13，取安全系数SH=1，SF=1.4。
则许用应力为：
【σH1】=σHlim1/SH=600MPa.【σH2】=σHlim2/SH=550MPa
【σF1】=σFE1/SF=357.2MPa.【σF2】=σFE2/SF=271.15MPa
（查阅图13.13有齿轮硬度查找碳素钢相应的接触疲劳极限；查阅图13.14有齿轮硬度查找碳素钢相应的齿根玩去疲劳极限）
2.按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造，按齿面接触强度设计。
由表13.10得载荷系数K=1.1，由表13.15得齿宽系数Φd=1。
小齿轮输入功率P=5.23，转矩T1=9.55×
×
=107575N·m，
由表13.11可得弹性系数ZE=189.8MPa½
则小齿轮直径d1≥
=69.14mm
齿数取Z1=24，Z2=i`Z1=125模数m=d1/z1=2.7
按表16.4.1，标准模数m=3，实际传动比i=Z2/Z1=5.21
实际标准中心距离a=223.5mm
齿宽
69mm（圆整）
为补偿安装误差，取小齿轮齿宽b1=b+5=74mm
3.验算轮齿弯曲强度
由图13.12，取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.18.
由图13.14，取外齿轮齿根修正系数YSa1=1.58，YSa2=1.178
判断：
94≦【σF1】
判断：
62.8≦【σF2】
满足条件合适
（由直齿轮的当量齿数Zv分别查取大小齿轮的复合齿形系数）齿根处的最大弯曲应力应小于齿轮材料的许用弯曲应力。
节线处的最大接触应力应小于齿轮材料的许用接触应力。
）
4.齿轮的圆周速度
1.56m/s
对照表13.5可知，选着8级精度是合适的。
（五）轴的结构设计及验算
1.高速轴及低速轴的材料选择
根据表16.1得，高速轴材料为：
45钢，热处理方式：
调质处理；低速轴材料为：
45钢，热处理方式：
调质处理
高速轴极限强度【σB1】=650MPa，低速轴极限强度【σB2】650MPa
根据表16.8得，两根轴的许用弯曲应力【σ-1b】=60MPa
2．轴颈初估
初选小轮轴颈，根据扭转强度计算初估轴颈。
由表16.7得常数C=110
=24.5mm，结合大带轮轮毂内径，圆整后暂取d1=26mm
大轮轴颈
=42.2mm，结合联轴器内径，圆整后暂取d2=45mm
3轴的径向尺寸设计
根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的径向尺寸。
低速轴：
（带尺寸的草图）
各尺寸确定的依据：
d1=42mm，d2=d1+（2~3）C=48mm，d3=d2+（1~2）=50mm
d4=d3+（1~2）=52mm，d5=d4+（2~3）C=60mm，d6=根据轴承拆卸尺寸
d7=d3=52mm
4.轴的轴向尺寸设计
根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的轴向尺寸。
低速轴：
（带尺寸的草图）
各尺寸确定的依据：
L1=84mm，L2=K+e+（C-△-B）=53mm，L3=B+△+H+（2~3）=36mm，
L4=b-（2~3）=66mm，L5=1.4h=6mm，L6=H+△-0.4H=16mm，L7=B=16mm
（e=1.2d3=9.6,，K=1.5e=12，B=16mm，△=8mm，H=12，C=53mm）
（六）高速轴上的轴承寿命校核
根据《课程设计指导书》选出轴承牌号
低速轴承的主要参数
轴承代号
轴承内经mm
轴承外径mm
轴承宽度mm
径向基本额定动载荷Cr
61811
55
72
6
5.18
根据轴的受力情况可知，高速轴上靠近带轮一侧的轴承所受的径向力最大，故为最危险轴承。
1.径向力计算：
已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。
已知作用在齿轮上的圆周力Ft=2T2/d2=3798N；
径向力Fr=Fttanα/cosβ=4255×tan200/cos15.360=1523N；
轴向力Fa=Fttanβ=4255×tan15.360=1069N
齿轮分度圆直径d2=252mm；L=140mm
（七）低速轴轴强度计算
已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。
1.求垂直面的支撑反力
F1v=（Fr·L/2-Fa·d2/2）/L
=（1523×140/2-1069×252/2）/140=-200.6N；
F2v=Fr-F1v=1523+200=1723N；
2.求水平面的支撑反力
F1H=F2H=Ft/2=4255/2=2127.5N；
3.垂直平面的弯矩图
Mar=F2v·L/2=1723×0.14/2=120.61N·m
M′av=F1v·L/2=200×0.14/2=14N·m
4.水平面的弯矩图
MaH=F1H·L/2=2127×0.14/2=148.89N·m
5.由图可知，合成弯矩按最不利的情况，即带轮压轴力与齿轮受力共面，
则，
=（M2av+M2aH）1/2=（120.612
148.892）1/2=191.61N·m
6.求轴传递的转矩：
T
=4255×252/2＝622.92N·m
7.求危险截面当量弯矩
=[191.1612+（0.6×622.92）2]1/2=391.66N·m
8.计算危险截面处的直径
=[391.66×103/（0.1×60）]1/3=40.86mm
若考虑到键对轴的削弱，将d增加5%
故危险轴段直径为：
Φ42mm＜结构设计尺寸Φ69mm，合格。
（八）联轴器的选择
根据轴孔直径d2=45mm输出转矩T=423719.2N·m依据《课程设计指导书》，选定联轴器型号：
HL3型弹性柱销联轴器
联轴器选择表
公称转矩
许用转数
D
D1
D2
转动惯量
质量
630000
N·mm
5000
160
75
125
0.6
8
（九）键连接的选择和计算
本设计减速器共需键：
2个
1.齿轮轴上所需键安装轴段直径为：
=52mm，
查表选择普通圆头平键为：
h=10mm，b=16mm，
根据对应轴段长度，确定键长L=56mm
2.大轴上联轴器所需键,其安装段直径为：
=42mm，
查表选择普通圆头平键为：
h=8mm，b=12mm，
根据对应轴段长度，确定键长L=70mm
参考文献：
1机械设计基础课程设计指导书，2009年哈尔滨理工大学机械基础工程系编制；
2机械设计基础第2版，胡家秀主编
总成绩：
指导教师签字：
年月日
升级会员 