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機械設計基礎課程設計任務書 （機電與汽車工程學院2016級） 一、設計課題 設計題目：帶式輸送機傳動裝置減速器設計 原始數據 組別 驅動卷筒的圓周力F(KN) 驅動卷筒的直徑D（mm） 運輸帶的線速度v（m/s） 使用年限 T(年) 1 5 420 2 6 2 4 500 3 6 3 6 200 1.8 6 4 2 300 3.5 6 5 3.2 380 2.5 6 工作情況：平穩(wěn)，兩班制（連續(xù)16個小時），每月工作20天 二、工作量 1、設計說明書一份 2、大齒輪零件圖一張 3、低速軸（大齒輪軸）零件圖一張 三、設計說明書的內容： 1、擬定傳動方案 2、選擇電動機 3、計算總傳動比和分配傳動比 4、傳動裝置運動和動力參數 5、v帶的設計 （1）普通v帶傳動的設計計算 （2）小帶輪結構設計，畫出結構圖，標上尺寸 6、齒輪傳動設計計算（按直齒圓柱輪傳動設計） （1）直齒圓柱輪傳動設計計算 （2）直齒圓柱齒輪幾何尺寸，算出兩個齒輪的幾何尺寸 （3）大齒輪結構設計，畫出結構圖，標出尺寸 7、低速軸（大齒輪軸）的結構尺寸設計與受力分析計算。畫出結構圖，標上尺寸，畫出 軸的受力分析圖，計算出支座反力，為滾動軸承壽命計算做準備 8、聯(lián)軸器的選擇 9、低速軸（大齒輪軸）上的滾動軸承壽命計算（選擇深溝球軸承） 10、設計小結 11、參考書目 四、設計進度安排表（供參考） 階段 主要工作內容 時間（天） 一 下達任務書，作有關說明，并做好有關準備工作 二 完成總體方案計算及相應說明書的內容。 三 完成設計書5-6 四 完成設計書7-9，完成軸的設計 五 完成零件圖，并完成說明書的其余部分 六 整理計算中的有關內容，寫好說明書，并做好答辯準備 七 答辯，終結 五設計要求 設計過程參考設計指導書進行，在設計之前務必先通過讀并消化第一篇及相關內容。 機械設計課程設計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….………………………………………………4 二、電動機的選擇…………………………………………………………….5 三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比…………………….…….7 四、傳動裝置的運動和動力設計……………………………………………..8 五、普通V帶的設計………………………………………………………….10 六、齒輪傳動的設計…………………………………………………………..13 七、軸的設計……………………………………………….…………………..18 八、滾動軸承的設計……………………………………………………………19 九、聯(lián)軸器的設計………………………………………………………………20 十、設計小結………………………………………………………………….....21 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：帶式輸送機傳動裝置減速器設計 １、工作條件：載荷平穩(wěn)，使用年限6年，工作為二班工作制（連續(xù)16小時），每月工作20天。 ２、原始數據：滾筒圓周力F=4000N； 帶 速V=3m/s； 滾 筒 直徑D=500mm； 方案擬定： 　　　采用Ｖ帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。 1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器 4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 二、電動機選擇 1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇： 電動機所需工作功率為： 式（1）：Ｐd＝ＰＷ／ηa　 (kw) 由式(2)：ＰＷ＝ＦV/1000 (KW) 因此　　 Pd=FV/1000ηa (KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： η總=η１η２2η３η４η5 式中：η1、η2、η3、η4、η5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。 取η１=0.96，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９７ η5＝０.９6 則：　η總=0.960.9820.970.990.96 =0.85 所以：電機所需的工作功率： 　　　　Pd　= FV/1000η總 =(40003)/(10000.85)=14.12 (kw) 3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒＝601000V/（πD） =(6010003)/（４2０π） =136.42 r/min 根據機械課程設計手冊Ｐ4表１推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ｉ’=3～６。取Ｖ帶傳動比 Ｉ１’=２～４ 。則總傳動比理論范圍為：Ｉa’＝６～２４。 故電動機轉速的可選范為 N’d=I’an卷筒=(6～24)136.42 =818.52～3274.08 r/min 則符合這一范圍的同步轉速有：1000、1500和3000r/min 根據容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表） 方 案 電 動機 型號 額定功率 電動機轉速(r/min) 電動機重量N 參考價格 傳動裝置傳動比 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 V帶傳動 減速器 1 Y160M2-2 15 3000 2930 125 5.65 21.48 3.5 6.14 2 Y160L-4 15 1500 1460 144 5.96 10.7 2.5 4.28 3 Y180L-6 15 1000 970 195 8.89 7.15 3 2.37 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第 方案比較適合。 此選定電動機型號為Y160L-4 電動機主要外形和安裝尺寸： 其主要性能： 中心高H 外形尺寸L(AC/2+AD)HD 底角安裝尺寸 AB 地腳螺栓孔直徑 K 軸 伸 尺 寸 DE 裝鍵部位尺寸 FGD 160 600337.5385 254254 15 42110 128 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比： 由選定的電動機滿載轉速nm和工作機主動軸轉速n 1、 可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒 =1460/136.42= 10.7 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比 ia=i0i （式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據指導書P7表1，取i0=2.5（普通V帶 i=2～4） 因為：　　　ia＝i0i 所以：　　　i＝ia／i0 ＝10.7/2.5＝4.28 四、傳動裝置的運動和動力設計： 將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為Ⅰ軸，Ⅱ軸，......以及 i0,i1，......為相鄰兩軸間的傳動比η01，η12，......為相鄰兩軸的傳動效率PⅠ，PⅡ，......為各軸的輸入功率 （KW）TⅠ，TⅡ，......為各軸的輸入轉矩 （Nm）nⅠ,nⅡ,......為各軸的輸入轉矩 （r/min） 可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數 1、 運動參數及動力參數的計算 （1）計算各軸的轉數： Ⅰ軸：nⅠ=nm/ i0=1460/2.5=584 （r/min） 　?、蜉S：nⅡ= nⅠ/ i1 =584/4.28=128.04 r/min 卷筒軸：nⅢ= nⅡ （2）計算各軸的功率： Ⅰ軸： PⅠ=Pdη01 =Pdη1 =14.120.96=13.56（KW） Ⅱ軸： PⅡ= PⅠη12= PⅠη2η3 =13.560.980.97 =12.89（KW） 卷筒軸： PⅢ= PⅡη23= PⅡη2η4 =12.890.960.99=12.25（KW） 電動機軸輸出轉矩為：Td=9550Pd/nm =955014.12/1460=92.36 Nm Ⅰ軸：TⅠ= Tdi0η01= Tdi0η1 =92.362.50.96=221.66 Nm Ⅱ軸：TⅡ= TⅠi1η12= TⅠi1η2η4 =221.664.280.980.99=920.43 Nm 卷筒軸輸入軸轉矩：T Ⅲ= TⅡη2η4 =920.430.960.99=874.78 Nm 計算各軸的輸出功率： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率： 故：P’Ⅰ=PⅠη軸承=13.560.98=13.29 KW P’Ⅱ= PⅡη軸承=12.890.98=12.63 KW 計算各軸的輸出轉矩： 由于Ⅰ～Ⅱ軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則： T’Ⅰ= TⅠη軸承=211.660.98=207.37 Nm T’ Ⅱ= TⅡη軸承=920.430.98=902.02 Nm 綜合以上數據，得表如下： 軸名 效率P （KW） 轉矩T （Nm） 轉速n r/min 傳動比 i 效率η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 14.12 92.36 1460 2.5 Ⅰ軸 13.56 13.29 221.66 207.37 584 5.96 Ⅱ軸 12.89 12.63 920.43 902.02 128.04 1.0 卷筒軸 12.25 874.78 128.04 五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KAP=1.215=18（ KW） 根據課本P134表9-7得知其交點在B型交界線處， 方案：取B型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=140mm d2=n1d1(1-ε)/n2=id1(1-ε) =2.5140(1-0.02)=343mm 由表9-2取d2=343mm (雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1d1π/（100060） =1460140π/（100060）=10.7 m/s 介于5~25m/s范圍內，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7（d1+d2）≤a0≤2（d1+d2） 0.7（140+343）≤a0≤2（140+343） 338.1≤a0≤966 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2a0+π（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+π（140+343）/2+（343-140）2/(4500)=1779.3 mm 由表9-3選用Ld=1600 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1779.3)/2=410.35mm 驗算小帶輪上的包角α1 α1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(343-140)57.3/410.35=151.65>120 合適 確定帶的根數 Z=PC/（(P0+△P0)KαKL） =18/（（2.83+0.46）0.930.92） = 6.39 故取7根B型V帶 計算軸上的壓力 由書9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/Kα-1）/z c+q v2 =50018（2.5/0.93-1）/（710.7）+0.1710.72 =222.31 N 由課本9-19得作用在軸上的壓力 FQ=2zF0sin(α/2) =27222.31sin(151.65/2)=1477.91 N d0 d H L 帶輪示意圖如下：S1 斜度1:25 S S2 dr dk dh d da L B S2 六、齒輪傳動的設計： (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45號鋼調質，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為200HBS。 (1)、初選主要參數 Z1=20 ，u=3.5 Z2=Z1u=203.5=70 查P180 圖8.52 P182 圖8.54得 σH lim1=575MPa σH lim2=560Mpa σF lim1=250MPa σF lim2=225Mpa [σH]1 =0.9σH lim1=0.9575MPa＝517.5MPa [σH]2 =0.9σH lim2=0.9560MPa＝504.0MPa [σF]1 =1.4σF lim1=1.4250MPa＝350.0MPa [σF]2 =1.4σF lim2=1.4225MPa＝315.0MPa （2）按接觸強度設計。 圓柱齒輪分度圓直徑 d1≥CmAd3 取[σH]= [σH]2=504.0MPa 小齒輪名義轉矩T1=9.55106P/n1=9.5510613.29/584 =217103 Nmm=217 Nm 查P180表8-15表8-14 得 Ad=12.6 Cm=1取ψb=0.8， 由于原動機為電動機，中等沖擊,選8級精度。荷載系數選K=1.5。 （3）計算小齒輪分度圓直徑 d1≥CmAd3 = d1=97.28 確定模數 由公式m=d1/z1=97.28/20=4.864 查P144表8-1取標準模數值 m=5 確定中心距 a=m(z1+z2)/2=5(20+70)/2=225 mm 計算齒寬 b=ψd a=0.8225=180 （mm） ha=m=5 d=mz=100 p=5π hf=1.25m=6.25 db=dcosɑ s=5π/2 h=2.25m=11.25 da=d+2ha=110 e=5π/2 c=0.25m=1.25 df=87.5 u=225 取b1=185mm b2=b=180 計算零件尺寸 （4）校核彎曲強度 由課本P180 表8.15 表8.16查的YFS1=4.38, YFS2=3.88,Cm=1，Am=12.6帶入式課本（8-62） =27.19<［σF1］ =24.08<［σF2］ 故滿足齒根彎曲疲勞強度要求 七 軸的設計 輸出軸的設計計算 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5—滾動軸承 2—軸 3—齒輪 4—套筒 6—密封蓋 7—鍵 8—軸承端蓋 9—軸端擋圈 10—半聯(lián)軸器 (2)按扭轉強度估算軸的直徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 軸的輸入功率為PⅡ=12.89 KW 轉速為nⅡ=128.04 r/min 根據課本P205（13-2）式，并查表13-2，取c=110 d≥ (3)確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取Φ55mm，根據計算轉矩TC=KATⅡ=1.2920.43=1104.52Nm，查標準GB5014—85，選用HL4彈性聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm 右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取Φ62mm,根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為15mm，故取該段長為L2=58mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6213型軸承，其尺寸為dDB=6512023，那么該段的直徑為Φ65mm，長度為L3=45 右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為350mm，則第四段的直徑取Φ70mm,齒輪寬為b=180mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=178mm 右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=Φ80mm ,長度取L5=15mm 右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=Φ65mm，長度L6=50mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d1=350mm 作用在齒輪上的轉矩為：T1 =9.02105Nmm 求圓周力：Ft=2T2/d2=29.02105/350=5154.29N 求徑向力Fr=Fttanα=5154.29tan200 =1876N （5）軸長支反力 根據軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 2577 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么RA’=RB’ =Fr121/242= 938 N （6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA121= 311.84 Nm 垂直面的彎矩：MC1’= MC2’=RA’76=133.5 Nm 合成彎矩： （7）畫轉矩圖： T= 9.55103P2/n2 =9.5510312.89/128.04=961.41 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，α=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度 右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。 已知M’’C2=655.75Nm , σb=650 Mpa ［σ-1］=60Mpa 則：σe= M’’C2/W= M’’C2/(0.1D43) =655.751000/(0.1703)=19.12Nm<［σ-1］ 右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： σe= MD/W= MD/(0.1D13) =576.851000/(0.1553)=34.67 Nm<［σ-1］ 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下： 繪制軸的工藝圖（見圖紙） 八．聯(lián)軸器的設計 （1）類型選擇 由于兩軸相對位移很小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高，故選用彈性柱銷聯(lián)。 （2）載荷計算 計算轉矩TC=KATⅡ=1.3920.43=1196.55 Nm， 其中KA為工況系數，由課本表14-1得KA=1.3 （3）型號選擇 根據TC，軸徑d，軸的轉速n， 查標準GB/T 5014—85，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)，其額定轉矩[T]=1250Nm, 許用轉速[n]=4000r/m , 故符合要求。 九．滾動軸承設計 根據條件，軸承預計壽命 h=6122016=23040小時 輸出軸的軸承設計計算 （1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1876N （2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號 查手冊P162表17-4，選擇6213軸承 Cr=44.0KN 由課本P230式11-1有 ∴預期壽命足夠 ∴此軸承合格 十、設計小結 　　機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。 　　(1) 通過這次機械設計課程的設計，綜合運用了機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 　　(2) 學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 　　(3) 進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）以及使用經驗數據，進行經驗估算和數據處理等。