中南大学机械设计课程设计论文.doc

《中南大学机械设计课程设计论文.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《中南大学机械设计课程设计论文.doc（30页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。

1、2022年-2023年建筑工程管理行业文档 齐鲁斌创作链轮输送机传动装置设计计算说明书设计课题链轮输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计地信（院）班 级 地质工程0803 姓 名 李 娜 学 号 0103080214 指导教师 郑志莲老师 2010 2011学年 第 2 学期机械设计课程设计计算说明书目录前言 课题研究 设计过程一、传动方案拟定 二、电动机的选择 三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比 四、传动装置的运动和动力设计 五、联轴器的设计 六、齿轮传动的设计 七、传动轴的设计 八、链轮的设计 九、箱体的设计 十、键连接的设计 十一、滚动轴承的设计 十二、润滑和密封的设计 十三

2、、设计小结 前言机械设计是根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。本课程设计采用单机齿轮减速器，这是因为齿轮减速器广泛应用于机械制造，纺织，轻工机械，冶金，船舶，航空等领域中是生产中具有典型性，代表性的通用部件，运用极其广泛。齿轮减速器具有轮、轴、滚动轴承、螺纹连接等通用零件和箱体等专用件，充分的反应了机械设计基础课程的相关教学内容，使我们受到本课程内外比较全面的基础训练。而且在画装配图以及零件图的时候，也应用到了以前制图的相关知识和内容，使相关内容得以巩固、加强和

3、提高。在设计的过程中我仔细的精读了机械设计基础课本和设计书，并查阅了相关资料，依据前面设计着的设计对实际设计中的每个环节加以分析、概括和完善。只有不断地对机械设备进行改造充分发挥其应用能力，才能在各个方面将工业生产逐步转变为机械化、自动化、现代化。机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计用于链式运输机的一级圆柱齿轮减速器二、 传动方案图：三、原始数据输送带压力F（N）2600N输送带速度v(m/s)2.3滚筒直径D（mm）450mm四、设计工作量：1、减速器装配图一张（A1图纸：手工图或CAD图）2、零件图2张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）3、设计说明书一份 计算过程及计算说明二

4、、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为链轮传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取=0.92，0.99，0.98，.99. 5=0.96则：总=0.960.980.970.990.96 =0.83所以：电机所需的

5、工作功率：Pd= FV/1000总 =(26002.3)/(10000.83) =7.2 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010002.3)/（450） =97.7 r/min根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。取链轮传动比=5 。则总传动比理论范围为：a30。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian卷筒 =(630)97.7 =586.22931 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动

6、机转速(r/min)电动机重量N传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M-47.51500144081014.73.54.22Y160M-67.5100097011909.92.53.963Y160L-87.575072012407.72.13.67综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和链轮传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y160M-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD160600337.538521617815421

7、10128三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒=970/97.7=9.9总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带链轮传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=2.5（链轮 i=24）因为：iai0i所以：iiai09.9/2.53.96四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率

8、 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=970/2.5=388（r/min）轴：n= n/ i1 =388/3.96=98 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=7.50.9=7.43（KW）轴： P= P12= P23 =7.50.980.99 =7.21（KW）卷筒轴： P= P23= P24 =7.210.920.99=6.57（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输

9、出转矩为： Td=9550Pd/nm=95507.5/970=73.84 Nm轴： T= 9550P1/nm =73.15 Nm 轴： T=9550P2/nm =177.46Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =640.24 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=7.430.980.99= 7.21KWP= P轴承=7.210.990.92=6.5 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=73.150.98=71.69 NmT = T轴承 =177.460.98= 173.9Nm由指导书的表1得到：1

10、=0.962=0.983=0.974=0.99i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.98 六、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为220HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为190HBS。齿轮精度初选8级齿宽系数a查表可得，a=0.4，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限： 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1 则 取两式计算中的较小值，即H=530Mpa小大齿轮的弯曲疲劳强度：查表6-8 ，取SF=1.3则 按接触强度设计齿轮按8级精度制造，去载

11、荷系数k=1.5，齿宽系数a=0.4中心距。常用小齿轮小齿数z1=1740，取z1=26，Z2=3.9626=102.96，取整为102，由m=2（z1+z2）a=2.5取m=3，则得a=m/2(z1+z2)=192mm, a=b/a得b2=aa=77mm,b2为大齿轮宽，小齿轮宽为b1=83mm。校核齿的弯曲强度齿形系数YF1=2.65，YF2=2.19按最小齿齿宽计算F1=2KT1YF1/bmz1=32.3MPa,F2=F1 YF1/YF2=39MPa。齿轮圆周速度v=d1n1/601000=3.95954m/s.符合强度要求。选8级精度合适。分度圆直径d1=78mm，d2=306mm，齿

12、顶圆直径da1=84mm，da2=312mm，齿根圆直径df1=70.5mm，df2=298.5mm，全齿高h=6.75 mm。七 轴的设计1， 齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#合金钢，调制处理，硬度217255HBS轴的输入功率为P=7.43 KW 转速为n=970 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=116D1D231.7mm。考虑到键槽对轴强度消弱的影响，直径增加5%，得d1=24.36mm，d2=

13、32,86mm，将轴标准化d1=30mm，d2=35mm。二，联轴器的选择电动机的选择为Y160M-6，其外伸轴的直径为42mm，输入轴最小直径为30mm，所以选择梅花形弹性联轴器。Y型ML4联轴器。.(3)确定轴各段直径和长度 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又联轴器的长度为82mm，取轴长稍小于联轴器的长度为80mm。右起第二段直径取d2=d1+2（0.070.1）d1=36mm，考虑到带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度来确定，并考虑联轴器和箱体外壁之间应有一定的距离，故取L2=55mm。 右起第三段，该段装有滚动轴承，

14、选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6308型轴承，其尺寸为dDB=409023，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=45mm。右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴之间用键连接，直径要增加5%，则该段取45mm，即d4=46mm，取轴段长度L4=83-2=81mm， 右起第五段，d5=d4+2（0.070.1）d4=52mm,L=0.1d41.4=6.3mm。右起第六段，由于同一轴上的轴承选用同一型号，便于轴承座孔镗制和减少轴承类型，取d6=d3=40mm，Ld=23-2=21mm。 (4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=78mm作用在齿轮上的转矩为

15、：T1 =73.15105 Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=273.15105/78=1876N 求径向力FrFr=Fttan=1876tan200=628.8NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =938 N水平面截面C处的弯矩Mn=LRA/2=68.474。 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr/2=341.4 N垂直面截面C的弯矩：MC1= MC2=RA73=25 Nm。（6）画弯矩图合成弯矩 （7）画转矩图： T= Ftd1/2=7

16、3.164 Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=73.164Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=73.1641000/(0.1453)=8.59 Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=33.11000/(0.1403)=5.12 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 D1=

17、30mmL1=80mmD2=36mmL2=55mmD3=40mmL3=45mmD4=46mmL4=81mmD5=52mmL5=23mmD6=48mmL6= 23mmFt=1876NmFr=628.80NmRA=RB=938NmRA=RB=341.4NMC=68.474NmMC1= MC2=25 NmMC1=MC2=72.9NmT=73.164 Nm=0.6MeC2=72.9Nm-1=60MpaMD=33.1Nm受力图如上链传动设计i=2.5假定链速为v=0.63m/s，小齿轮齿数z=17，则z2=43实际传动比i=2.52，误差小于5%，故允许。初定中心距a0=40p。LP=2A0P+(Z1+

18、Z2)/2+（z2-z1）p/4a0 =114节计算功率查表KA=1.3，故Pc=1.36.33=8.6kN链条节距：kz=（z1/19）=0.89 kl=(Lp/100)=1.035采用单排链：km=1.0，故 Po=Pc/（kzkl）=9.34（kw）当转速n1=388r/min，参照书上图9-30，确定链16A的链条节距25.4mm。实际中心距：a=a0=40p=1016mm。验算链速v=z1n1p/60000=2.79m/s。符合原来假定。选择润滑方式按p=25.4mm，v=2.79m/s，选择飞溅润滑，作用在轴上的压力。FQ=1.3F， F=1000P c/v=3082N,FQ=1.

19、3F=4007N。查机械设计手册可得，节距为25.4mm，排距为29.29mm，内链节内宽15.57mm，销轴直径7.92mm，内链节外宽22.61mm，外链节内宽22.66mm，销轴长度33.5mm，止锁端加长量5.4mm，内链板高度24.13mm，单排极限拉伸荷载55600mm，单排每米质量2.6kg/m。分度圆直径d1=138mm，d2=347.95mm，齿顶圆直径da1=150mm，da2=356.52mm，分度圆弦齿高ha1=6mm，ha2=6mm，齿根圆直径df1=122.12mm，df2=332.07mm，最大齿根圆奇数齿lx=121.52mm，偶数齿lx1=122。12mm，奇

20、数齿lx2=331.83mm，偶数齿lx2=332.07mm。齿宽bf=14.96mm，倒角宽ba=3.05mm，倒角半径rx=26mm，齿侧凸缘圆角半径ra=1.016mm，链轮齿总宽度bfm=14.96mm。 输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用45#调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=7.21 KW 转速为n=388 r/min根据课本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=115d 将轴标准化取32mm。(3)确定轴各

21、段直径和长度从链轮开始右起第一段，由于链轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取35mm，L=55mm右起第二段，考虑链轮的轴向定位要求，该段的直径取42mm,L2=55mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6309型轴承，其尺寸为dDB=4510025，那么该段的直径为45mm，长度为L3=47右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取50mm,齿轮宽为b=77mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=75mm右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=6

22、0mm ,长度取L5=20mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=45mm，长度L6=23mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d1=306mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =177.46105Nmm 求圆周力：FtFt=2T2/d2=1876N 求径向力FrFr=Fttan=628.8NFt，Fr的方向如下图所示 （5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 938 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RA=RB =Fr62/124= 314.4N（6）画弯矩图 右

23、起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩：MC=RA71= 66.6 Nm 垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA71=22.3Nm 合成弯矩： （7）画转矩图： T= Ftd2/2=47Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知MeC2=75Nm ,由课本表13-1有:-1=60Mpa 则：e= MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=751000/(0.1603)=6 Nm-1右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该

24、面也为危险截面： e= MD/W= MD/(0.1D13)=106.51000/(0.1353)=24.5 Nm-1 所以确定的尺寸是安全的 。 以上计算所需的图如下：D1=35mmL1=55mmD2=42mmL2=55mmD3=55mmL3=47mmD4=50mmL4=77mmD5=60mmL5=20mmD6=45mmL6=23mmFt=1876NmFr=628.8NmRA=RB=938NmRA=RB=341.4 NMC=66.6NmMC1= MC2=22.3 NmMC1=MC2=70.23NmT=47Nm=0.6MeC2=75Nm-1=60Mpa 绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(1

25、) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有

26、水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间

27、有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 18df， d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操

28、作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2九键联接设计1输入轴与联轴器联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,L1=80mm查手册得，选用C型平键，得：A键 87 GB1096-79 L=L1-b=80-8=72mmT=73.15Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4 T/(dhL)=473.151000/（30772） =19.4Mpa R (110Mpa)2、

29、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d2=45mm L2=83mm T=73.15Nm查手册 选A型平键 GB1096-79B键149 GB1096-79l=L2-b=83-14=69mm h=9mm p=4 T/（dhl）=473.151000/（45969） = 107.8Mpa p (110Mpa)十滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh53658=14600小时1.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=628.80N （3）选择轴承型号查课本表11-5，选择6308轴承 Cr=31.2KN2.输出轴的轴承设计计算 （3）

30、选择轴承型号查课本表11-5，选择6309轴承 Cr=40.8KN十一、密封和润滑的设计1.密封 由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑(1) 对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v 12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,

31、每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。(2) 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。十二联轴器的设计（1）类型选择 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 （2）载荷计算计算转矩TC=KAT=1.3177=230Nm，其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3（3）型号选择根据TC，轴径d，轴的转速n， 查标准GB/T 50142003，选用ML4型弹性套柱销联，其额定转矩T=250Nm, 许用转速n=330r/m ,故符合要求。十三

32、、参考资料 机械设计基础谭放鸣主编化学工业出版社 课程指导与简明手册彭宇辉主编中南大学出版社机械制图王志泉主编中南大学出版社十四、设计小结 课程设计在机械设计当中占有非常重要的地位，本次课程设计时间为期两周。通过本次课程设计我收获还是非常多的。这次课程设计我得到的题目是设计一个单级直齿轮减速器，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。现在想想其实课程设计当中的每一天都是很充实的，有的同学更是选择了一整夜的学习画图找资料。其实正像老师说的一样，设计所需要的东西都在书上了，当时自己老是想找到什么捷径来完成这次任务。但是机械设计的课程设计没有那么简单，你想抄袭或者想自己胡乱蒙两个数据上去来骗骗老师都不行，因为你的每一个数据都要从机械设计书上或者机械设计手册上找到出处。虽然种种困难我都已经克服，但是还是难免我有些疏忽和遗漏的地方。但是我一步步走了过来，最终完成了我的任务。在此次设计过程中培养了我们的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识和利用生产时间知识来解决实际问题的能力，真正做到了学以致用。在此期间我我们同学之间互相帮助，共同面对机械设计课程设计当中遇到的困难，培养了我们的团队精神。在这次机械设计的实习中，还存在着很多的不足，但是我们都一一的解决了，提高了我们解决问题的能力。