机械零件课程设计范本.doc

机械零件课程设计范本

三十五
2020年4月19日
文档仅供参考
机械零件课程设计任务书
一、题目A 设计带式运输机的传动装置
传动装置简图如右图所示
(电动机的位置自己确定)。
1．运输机的数据:
运输带的工作拉力F=1300 (N)
运输带的工作速度V=1.45 (m/s)
运输带的滚筒直径D=280 (mm)
滚筒轮中心高度H=300 (mm)
(附:运输带绕过滚筒的损失
用效率计,取效率=0.97)。
2．工作条件:
锅炉房运煤:
三班制,每班工作四小时:
空载启动、连续、单向运转、
载荷平稳。
3．使用期限及检修期间隔:
工作期限为十年,每年工作
三百日;
检修期间隔为三年。
1—电动机;2—V带传动;
3—减速器(斜齿);
4—联轴器;
5—带式运输机;
4．生产批量及生产条件:
只生产几台,无铸钢设备。
二、设计任务
1．选出电动机型号;
2．确定带传动的主要参数及尺寸;
3．设计该减速器;
4．选出联接减速器输出轴与运输机轴的联轴器。
三、具体作业
1．减速器装配图一张;
2．零件工作图两张(大齿轮、输出轴);
3．说明书一份。

目 录
一、传动方案的确定 ………………………………………………………..…………(2)
二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 ……………………………(3)
1．电动机的选择 ……………………………………………………..………..………(3)
2．传动比分配 …………………………………………………………………………(3)
3．各级传动的动力参数计算 …………………………………………...…………(4)
4．将运动和动力参数计算结果列表 ……………………………………………(4)
三、传动零件的设计、计算 ………………………………..………..………..…(5)
1．V带传动的设计 …………………………………..……………………….…...…(5)
2．带的参数尺寸列表 ………………..………………………………………………(6)
3．减速器齿轮设计 ……………………………………………………………………(7)
四、轴的设计与校核 ……….…………………………………………………………(11)
1．轴的初步设计 ……………………..….……………………………………………(11)
2．I轴的校核 ……………………………………….…………………………….……(12)
3．II轴的校核 ………………………………………….……………………….……(14)
五、键联接的选择与校核 ………………….…….…..……………………….……(15)
1．I轴外伸端处键联接 ……….……………..…..…………………………….…(16)
2．II轴外伸端处键联接 …………….…………………………………….………(16)
3．II轴与大齿轮配合处键联接 ………………………….…………….….……(16)
六、轴承寿命校核 …………………………………………….……………..…….…(16)
1．I轴轴承7206AC校核 ………………………………….…………..…..………(16)
2．II轴轴承7209AC校核 …………………..……………………….….…………(17)
七、联轴器的选择与校核 ……………………..……………………….….………(18)
八、润滑与密封形式,润滑油牌号及用量说明 ………..………..….……...(19)
九、箱体结构相关尺寸 ………………………….……………..……..…..……..…(19)
十、减速器附件列表 ……………….…….………………………..………..……....(20)
十一、参考资料 …………………………….….…………………………….…….…(20)

第 2 页
计算项目
计算内容
计算结果
一、传动方案的确定
方案A:

优点:

缺点:
采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。

(1)带传动具有成本低,维护方便的优点。
(2)带传动有减震和过载保护功能。

(1)外形尺寸大,传动比不恒定。
(2)效率较低,寿命短,不适合在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。

方案B:

优点:

缺点:
采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动。

(1)开式传动成本低,安装更换方便。
(2)承载能力大,传动比稳定,效率高。

(1)寿命短,齿面磨损严重,需经常维护。
(2)不适于高速重载的情况,工作条件也对齿面磨损程度影响很大。

方案确定:
综上所述,我采用方案A,比较起来,方案A的减震和过载保护能力会很大程度上延长电机和减速器的寿命,减少维护费用。由于用来运煤,工作条件较恶劣,方案B中开式齿轮离传送带近,很容易卷入煤渣,影响工作,而带传动能够放置在较远处。
采用方案A

第 3 页
计算项目
计算内容
计算结果
二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数
1．电动机的选择
工作机所需功率

传动效率

实际需要功率

工作机转速

电动机转速
由于带传动的传动比,单级齿轮,因此电动机的转速范围593.7~2374.8r/min。常见的电动机转速为1000r/min和1500r/min,而选用1500r/min较为经济。

综上,电动机型号可选为Y100L1-4型,其额定功率为2.2kW,满载转速1420r/min。
Y100L1-4型

额定功率2.2kW

满载转速1420r/min
2．传动比分配

总传动比
带传动比
减速器传动比

由
取
则

第 4 页
计算项目
计算内容
计算结果
3．各级传动的动力参数计算
各轴转速(分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速)

各轴输入功率

各轴输入转矩

4．将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表
轴名
功率P/kW
转矩T/kN·mm
转速r/min
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
电机轴

2.15

14.46
14
0
3
0.96

I轴
2.06

41.64

473.33
4.78
0.9702
II轴
2

193.11

99
1
0.9801
卷筒轴
1.96

189.27

99

第 5 页
计算项目
计算内容
计算结果
三、传动零件的设计、计算
1．V带传动的设计
工作系数KA
查表13-6得
KA=1.2
电动机计算功率Pc

V带型号
由,,查图13-15,选用A型普通V带

A型普通V带
大小带轮基准直径d2,d1
取d1=90mm,则

查表13-7,取d2=265mm

d1=90mm

d2=265mm
验证V带带速
带速,
v在5~25m/s之内,合适。

v=6.7m/s
V带基准长度Ld和中心距a
初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=532.5mm
取a0=540,得带长

查表13-2,取Ld=1600mm,则
得实际中心距,

小带轮包角的验算

合适。

第 6 页
计算项目
计算内容
计算结果
单根普通V带的基本额定功率
由n满=1420r/min及d1=90mm,
查表13-3得,

传动比i

i=3.0
额定功率增量
查表13-5得,

包角修正系数
由,查表13-7得,

带长修正系数
由Ld=1600mm,查表13-2得

V带根数z

根数z=2根
单位长度质量q
查表13-1得,q=0.1kg/m
q=0.1kg/m

单根V带的初拉力F0

作用在带轮上的压力FQ

带轮结构
大带轮采用腹板式,
小带轮采用整体式。

2．带的参数尺寸列表
A型带
小带轮直径d1/mm
大带轮直径d2/m

中心距
a/mm
带长
Ld/mm
90
265
540
1600
带根数
Z
初拉力
F0/N
轴上载荷
FQ
N

2
161.56
636.9

第 7 页
计算项目
计算内容
计算结果
3．减速器齿轮(闭式、斜齿)设计
材料选择及确定许用应力
由于闭式传动主要磨损方式为齿面点蚀和齿根折断,故大小齿轮选用硬齿面。
小齿面选用45号钢表面淬火,表面硬度为40~50HRC;
大齿面选用45号钢表面淬火,表面硬度为40~50HRC。
小齿轮的接触疲劳极限取
大齿轮的接触疲劳极限取
小齿轮弯曲疲劳极限
大齿轮弯曲疲劳极限
查表11-5
取SF=1.25 SH=1.1
查表11-4
取ZE=189.8 ZH=2.5

小齿面选用45号钢表面淬火
大齿面选用45号钢表面淬火

SF=1.25 SH=1.1

ZE=189.8 ZH=2.5

(1)按齿轮弯曲强度设计
按8级精度制造

小齿轮上的转矩T1

初选螺旋升角

齿轮齿数

实际传动比

齿形系数

查表11-3取载荷系数K=1.3,
查表11-6取齿宽系数取

T1= 41.64

K=1.3

T1= 41.64

取小齿轮齿数z1=19
则大齿轮齿数

z1=19
z2=91

=4.8

=21.08
=100.97

第 8 页
计算项目
计算内容
计算结果

查图11-8得
,
,

强度设计的选择
因为因此应该对小齿轮进行弯曲强度设计
小齿轮进行弯曲强度设计

法面模数

由表4-1,取=2.5

=2.5

确定中心距a

取整数值

确定螺旋角

分度圆直径
d1,d2

齿宽b

取

第 9 页
计算项目
计算内容
计算结果
(2)验算齿面接触强度

接触强度的
校验

齿轮圆周速度V

满足强度要求

安全

V=1.24

(3)齿轮其它传动参数
端面压力角

齿顶高ha
齿根高hf
全齿高h
顶隙c
ha=mn=2.5mm
hf=1.25mn=3.125mm
h= ha+ hf=5.625mm
c= hf-ha=0.625mm
ha= 2.5mm
hf=3.125mm
h= 5.625mm
c= 0.625mm
齿顶圆直径da
da1=d1+2ha=55.091mm
da2=d2+2ha=244.911mm
da1= 55.091mm
da2= 244.911mm
齿根圆直径df1
df1=d1-2hf=43.841mm
df2=d2-2hf=233.661mm
df1=43.841mm
df2=233.661mm
齿轮结构
小齿轮为齿轮轴
大齿轮为腹板式

(4)齿轮传动参数列表
中心距a/mm
模数mn/mm
螺旋角β
端面压力角αt
145
2.5
18.51°
20.998°
齿数
齿宽/mm
分度圆直径/mm
z1
z2
b1
b2
d1
d2
19
91
45
40
50.091
239.991
齿高/mm
齿顶圆/mm
齿
圆/mm
ha
hf
da1
da2
df1
df2
2.5
3.125
55.091
244.911
43.841
233.661

第 10 页
计算项目
计算内容
计算结果
(5)大齿轮结构简图

(6)大齿轮结构尺寸参数列表
ds(mm)
dh=1.6ds(mm)
lh=(1.2~1.5)ds(mm)
b(mm)
50
80
取60
40
c=0.3b(mm)
δ=(2.5~4)mn(mm)
d0(mm)
d(mm)
取12
取8
74
40

第 11 页
计算项目
计算内容
计算结果
四、轴的设计与校核
1．轴的初步设计
材料选取
选用45号钢,调质处理
45号钢调质
初估最小直径
I轴:
II轴:
考虑到轴的削弱作用:

考虑I轴连接带轮,取dI=20mm
考虑II轴连接联轴器,取dII=35mm

dI=20mm
dII=35mm
初选轴承
I轴选用7206AC,d=30mm,B=16mm
II轴选用7209AC,d=45mm,B=19mm
I轴选用7206AC
II轴选用7209AC
轴的结构设计
根据轴上零件的定位及轴承等零件的标准确定轴结构如下:

第 12 页
计算项目
计算内容
计算结果
2．I轴的校核
小齿轮受力
切向力
径向力
轴向力

简化为简支梁

垂直面支撑反力

垂直面弯矩图

水平面支撑反力

水平面弯矩图

合成弯矩计算

传递扭矩图
FQ

第 13 页
计算项目
计算内容
计算结果
垂直面支撑反力

垂直面弯矩计算

水平面支撑反力

水平面弯矩计算

合成弯矩计算

危险截面当量弯矩
由合成弯矩图,a-a与b-b截面均为危险截面,但由于Ma与Mb相差不大,但b-b比a-a轴径小许多,故b-b更危险,只验算b-b截面的当量弯矩。
由于TI为不变的转矩,取α=0.6

危险截面的校核
45钢的,则
合适
I轴结构合理

第 14 页
计算项目
计算内容
计算结果
3．II轴的校核
大齿轮受力
切向力
径向力
轴向力

简化为简支梁

垂直面支撑反力

垂直面弯矩图

水平面支撑反力

水平面弯矩图

合成弯矩计算

传递扭矩图

第 15 页
计算项目
计算内容
计算结果
垂直面支撑反力

垂直面弯矩计算

水平面支撑反力

水平面弯矩计算

合成弯矩计算

危险截面当量弯矩
由合成弯矩图,a-a截面为危险截面, 验算a-a截面的当量弯矩。
由于TI为不变的转矩,取α=0.6

危险截面的校核
45钢的,则
合适
II轴结构合理
五、键联接的选择与校核
材料选择
许用挤压应力
选用45号钢,由表10-10,取

45号钢

1．I轴外伸端处键联接
键的选择
选用圆头普通平键(GB1096-79)
根据dI=20mm及外伸端长度,选择键6×20,其中b=6mm,h=6mm,L=20mm,t=3.5mm,t1=2.8mm

键6×20

第 16 页
计算项目
计算内容
计算结果
键的校核

键选取合适
2．II轴外伸端处键联接
键的选择
选用圆头普通平键(GB1096-79)
根据dII=35mm及外伸端长度,选择键10×70,其中b=10mm,h=8mm,L=70mm,t=5mm,t1=3.3mm

键10×70
键的校核

键选取合适
3．II轴与大齿轮配合处键联接
键的选择
选用圆头普通平键(GB1096-79)
根据轴径d=50mm及台阶长度,选择键14×36,其中b=14mm,h=9mm,L=36mm,t=5.5mm,t1=3.8mm

键14×36
键的校核

键选取合适
六、轴承寿命校核
1．I轴轴承7206AC(GB/T292-94)
轴承受力图
Fr2
F2’
Fa
F1’
Fr1

径向载荷Fr

第 17 页
计算项目
计算内容
计算结果
内部轴向力F’

确定压紧端
由
故轴承1压紧。

轴承1压紧
轴承受的轴向载荷

当量动载荷的X、Y
由于而,
由表16-12,取X1=0.41,Y1=0.87
X2=1,Y2=0

X1=0.41,Y1=0.87
X2=1,Y2=0
当量动载荷P

温度系数ft
载荷系数fP
由表16-9,取ft=0.95
由表16-10,取fP=1.2
ft=0.95
fP=1.2
要求轴承寿命Lh
每天工作12小时,每年工作300天,检修间隔三年,则要求轴承寿命达到10800h

Lh=10800h
基本额定动载荷Cr1
由于P1>P2,故按轴承1计算
合适

I轴轴承选用
7206AC合适
2．II轴轴承7209AC(GB/T292-94)
轴承受力图
Fa
F2’
F1’
Fr2
Fr1

径向载荷Fr

第 18 页
计算项目
计算内容
计算结果
内部轴向力F’

确定压紧端
由
故轴承1压紧。

轴承1压紧
轴承受的轴向载荷

当量动载荷的X、Y
由于而,
由表16-12,取X1=0.41,Y1=0.87
X2=1,Y2=0

X1=0.41,Y1=0.87
X2=1,Y2=0
当量动载荷P

温度系数ft
载荷系数fP
由表16-9,取ft=0.95
由表16-10,取fP=1.2
ft=0.95
fP=1.2
要求轴承寿命Lh
每天工作12小时,每年工作300天,检修间隔三年,则要求轴承寿命达到10800h

Lh=10800h
基本额定动载荷Cr1
由于P1>P2,故按轴承1计算
合适
II轴轴承选用
7209AC合适
七、联轴器的选择与计算
联轴器的选择
II轴外伸端需使用联轴器
选用弹性柱销联轴器HL3型(GB5014-85)
弹性柱销联轴器
HL3型
HL3联轴器参数
公称转矩Tn(N·m)
许用转矩n
(r/min)
轴孔直径d
(mm)
630
5000
35
轴孔长度
外径D
(mm)
轴孔类型
键槽类型
L
L1
82
60
160
J
A

第 19 页
计算项目
计算内容
计算结果
联轴器的计算
取工作情况系数KA=1.5,则计算转矩
合适

联轴器选取合理
八、润滑与密封形式,润滑油牌号及用量说明
润滑方式
齿轮线速度

故齿轮选用油池润滑,需油量2L左右,最高-最低油面相距15mm
轴承采用脂润滑

齿轮选用油池润滑
轴承采用脂润滑
润滑油牌号

润滑脂牌号
选用中负荷工业齿轮油
代号220(GB5903-86)
选用钠基润滑脂
牌号ZN-3(GB492-89)

220

ZN-3

密封形式

①机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式
②观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封
③轴承端盖处的密封采用毡圈油封
④轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部

九、箱体结构相关尺寸
长×宽×高
435mm×380mm×323mm

机座壁厚δ
机盖壁厚δ1
机座凸缘厚b
机盖凸缘厚b1
机座底凸缘厚b2
δ=8mm
δ1=8mm
b=1.5δ=12mm
b1=1.5δ1=12mm
b2=2.5δ=20mm
δ=8mm
δ1=8mm
b=12mm
b1=12mm
b2=20mm
地脚螺栓直径df

大齿轮顶圆与内
机壁距离Δ1

小齿轮端面与内
机壁距离Δ2

df=16mm

Δ1>1.2δ,取Δ1=10mm

Δ2>δ,取Δ2=9mm
df=16mm

Δ1=10mm

Δ2=9mm

第 20 页
计算项目
计算内容
计算结果
轴承与箱体内机壁距离Δ3
外机壁与轴承座端面距离l1
I轴轴承端盖外径DI
II轴轴承端盖外径DII
轴承端盖凸缘厚t

Δ3=9mm

l1=46mm

DI=88mm

DII=116mm
t=8mm

Δ3=9mm

l1=46mm

DI=88mm

DII=116mm
t=8mm
十、减速器附件列表
名称及规格
数量
功能
材料
备注
螺栓M12×78
6
轴承旁联接
Q235A
GB5782-86
螺母M12
6
轴承旁联接
Q235A
GB6170-86
垫圈
6
轴承旁联接
65Mn
GB93-87-12
螺栓M8×35
2
机座机盖联接
Q235A
GB5782-86
螺母M8
2
机座机盖联接
Q235A
GB6170-86
垫圈
2
机座机盖联接
65Mn
GB93-87-12
螺钉M6×17
24
轴承端盖联接
Q235A
GB5782-86
启盖螺钉M8×33
1
开启机盖
Q235A
GB5782-86
螺钉M6×13
4
窥视孔盖联接
Q235A
GB5782-86
销B6×30
2
定位
35
GB117-86
油标尺
1
标志油位

组合件
放油孔螺塞
1
放油孔联接
Q235A

通气孔螺塞
1
通气孔联接
Q235A

垫片
2
密封
石棉橡胶纸

油封
2
I轴端盖密封
毡圈

油封
2
II轴端盖密封
毡圈

十一、参考资料
①机械设计基础(第五版) 杨可桢 程光蕴 主编
高等教育出版社 5月第5版

②机械设计课程设计 任嘉卉 李建平 王之栎 马纲 编
北京航空航天大学出版社 1月第1版

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