傳動裝置軸系零件裝配設計有

課程設計課程名稱______________________題目名稱______________________學生學院______________________專業(yè)班級______________________學號______________________學生姓名______________________指導教師______________________200年月日

題目名稱傳動裝置軸系零件裝配設計學生學院材料與能源學院專業(yè)班級金屬材料工程（1）班姓名陳詩唐學號3107007129設計任務一．設計題目1．設計題目名稱自動送料帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器。2．工作條件輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限8年，小批量生產(chǎn)，輸送帶速度容許誤差±5%。3.原始數(shù)據(jù)1．輸送帶拉力F=3600N2．輸送帶速度V=2.0m3．滾筒直徑D=300mm二．設計方案分析本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了1級傳動，帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結(jié)構(gòu)尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結(jié)構(gòu)尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構(gòu)之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。再說明直齒輪傳動的優(yōu)缺點。減速器的箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。三．教學目的1、綜合運用機械設計基礎(chǔ)課程及其它先修課程的理論和生產(chǎn)實際知識進行機械設計訓練，使理論和產(chǎn)生實際知識密切地結(jié)合起來，從而使這些知識得到進一步鞏固、加深和擴展。2、學習和掌握通用零件、機械傳動裝置或簡單機械的一般設計方法，培養(yǎng)學生工程設計能力和分析問題、解決問題的能力。3、訓練學生進行工廠設計的思維方法，對學生在計算、制圖、運用設計資料（包括手冊、標準和規(guī)范等）以及經(jīng)驗估計、考慮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……4三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………5四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………6五、傳動零件的設計計算……………6六、軸的設計計算……11七、鍵聯(lián)接的選擇及計算……………16八、設計結(jié)果……………16設計計算一、傳動方案擬定1、工作條件：使用年限8年，，兩班工作制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，輕度沖擊，環(huán)境溫度20攝氏度。2、原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=3600N；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=300mm3、設計方案:單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.0/π×300=127.32r/min按課本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’a=3~6。取V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為I’a=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n筒=（6~24）×127.32=763.92~30556.68r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1500r/min。二.電動機選擇1、電動機類型的選擇：臥式封閉型Y系列（ZP44）三相異步電動機2、電動機功率選擇：①傳動裝置的總功率：查表2-4取彈性連軸器、圓柱齒輪、滾動軸承、V帶的效率分別為ηη帶=090η軸承=098η齒輪=098η聯(lián)軸器=0.99η總=η帶×η軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η聯(lián)軸器=0.90×0.98×0.98×0.99×0.99=0.84②電機所需的工作功率：Pd=FV/η滾筒.η傳總=3600×2.0/1000×0.90×0.84=9.52kW按手冊表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I1=3～6。取V帶傳動比I2=2～4，則總傳動比范圍為I總=6～24。故電動機轉(zhuǎn)速范圍為n筒=（6~24）×127.32=763.92~30556.68r/min3、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y160M-4。其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速1460r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.3。質(zhì)量79kg三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1460/127.32=11.462、分配各級偉動比（1）據(jù)指導書，取齒輪i帶=2.8（單級減速器i=2~4合理）（2）∵i總=i齒輪×i帶∴i帶=i總/i齒輪=11.46/2.8=4.1四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n1=n電機=1460r/minnII=nI/i帶=1460/2.8=521.42(r/min)nIII=nII/i齒輪=521.42/4.1=127.17(r/min)2、計算各軸的功率（KW）PI=Pd×η聯(lián)軸器=9.52×0.99=9.42KWPII=PI×η帶=9.42×0.9=8.48KWPIII=PII×η軸承×η齒輪=8.48×0.98×0.98=8.14KW3、計算各軸扭矩（N·m）TI=9550PI/nI=9550×9.42/1460=61.16N·mTII=9550PII/nII=9550×8.48/521.42=173.62N·mTIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17=611.28N·m五、傳動零件的設計計算㈠.皮帶輪傳動的設計計算1).確定計算功率Pca由于每天工作時間T=12h，運輸裝置工作時有輕度沖擊，由表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×9.42kW=11.304kW2).選擇V帶的帶型根據(jù)Pca,n1由圖8-10選擇B型V帶。3).確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速υ①由表8-6和8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=125mm。②按式（8-13）驗算帶速:υ=πdd1nI/(60×1000)=π×125×1460/60000=9.55m因為5m/s<υ<30m/s,故帶速合適。4).計算大帶輪的基準直徑dd2根據(jù)式(8-15a)則dd2=i帶×dd1=2.8×125=3505).確定V帶的中心距a和基準長度Lo①根據(jù)式0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2)算得332.5<a<950mm則取ao=500mm②由式（8-22）計算基準長度Lo≈2a+0.5π(dd1+dd2)+0.25(dd2-dd1)2/a=2×500+0.5π×(125+350)+0.25×(350-125)2/500=1771mm≈6).驗算小帶輪的包角α由包角公式α≈1800-(dd2-dd1)57.50/a=1800-(350-125)×57.50/500=1540>9007).計算帶的根數(shù)z①由dd1=125mm和nI=1460r/min，查表8-4a得Po=2.21kW.根據(jù)nI=960r/min，i=2.7和A型V帶，查表8-4b得ΔPo=0.46kW查表8-5得Kα=0.928，查表8-2得K=0.95則Pr=(Po+ΔPo)Kα×KL=(2.21+0.46)×0.928×0.95kW=2.35kW②V帶根數(shù)z=Pca/Pr=11.304/2.35=4.8（根），取整z=5根8).計算實際中心距a=ao+0.5(L-Lo)=500+0.5×(1800-1771)=51amin=a-0.015d=514.5-1800×0.015=487.5amax=a+0.03d=514.5-1800×0.03=569.59)計算軸上壓力由課本查得q=0.17kg/m，由式（5-18）單根F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=[500×11.304/5×5.03×(2.5/0.928-1)+0.1×9.55×9.55N=216N則作用在軸承的壓力FQ，F(xiàn)Q=2ZF0sinα1/2=2×5×2161sin154/2=2104.610).大帶輪結(jié)構(gòu)設計可知dd2>300mm,則選擇輪輻式V帶輪。與大帶輪相配的軸直徑大帶輪可以采用輪輻式結(jié)構(gòu)，帶速>30m/s用鑄鐵HT150輪槽寬度14×5=70（㈡.齒輪設計計算1).選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。①由傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。②輸送機為一般工作機，速度不高，故選用7級精度（GB10095—88）。③材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為270HBS大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，兩者材料硬度差為40HBS確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=4.1取小齒輪齒數(shù)Z1=26。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4.1×26=106.6取整為107實際傳動比I0=107/26=4.115傳動比誤差：i-i0/I=4.115-4.1/4.1=0.375%<2.5%可用2).按齒面接觸強度設計①試選載荷系數(shù)Kt=1.3②計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由公式T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.48/521.42=155.314N·m③由表10-7選取齒寬系數(shù)φd=0.8(5)許用接觸應力[σH][σH小]=380+270=650[σH大]=380+0.7×240=548[σF小]=150+0.3×270=236[σF大]=140+0.2×240=188故得：d1≥{670×670/[σH]2}(kT1(i+1)/φdi)1/3=77.71mm模數(shù)：m=d1/Z1=77.71/26=2.98根據(jù)課本表9-1取標準模數(shù)：m=3確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mZ1=3×26mm=d2=mZ2=3×107mm=齒寬：b=φdd1=0.8×78mm=62.4mm去整取b=35mmb1=40mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本式查表得Yf1=2.60Yf2=2.22F1=(2kT1/bm2Z1)bd1m=2σF1×1.3×155314×2.6/63×78×3=71.22≤σF小]σF2=71.22×2.22/2.60=60.81≤σF大]故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=3(26+107)/2=199.5(10)計算齒輪的圓周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×78×1460/60×1000=5.96m4).幾何尺寸計算①計算分度圓直徑。d1=z1m=26×3mm=78mm；d2=z2m=1②計算中心距a=0.5(d1+d2)=0.5×(78+321)mm=199.5mm齒頂圓直徑da1=m(z1+2)=3×(26+2)=84mm齒頂圓直徑da2=m(z2+2）=3×(107+2)=327mm③計算齒輪寬度b=φdd1=0.8×78mm=62.4mm取整63b2=b1+5=68mm④齒根圓直徑df1=d1-2.5m=78-7.5=70.5mmdf2=d2-2.5m=321+6=327mm5).小齒輪結(jié)構(gòu)設計①軸的直徑dmin≥Ao(P/n)1/3,查表15-3選擇45號鋼（調(diào)質(zhì)）,則取Ao=112，dmin=24.7mm，由于軸截面開有鍵槽，軸徑增加5%～7%，則取d=35mm。②確定齒輪類型則采用實心結(jié)構(gòu)齒輪③參照圖10-38設計齒輪結(jié)構(gòu)D3=1.6d=1.6×35mm=56mm；L=(1.2～1.5)d=42～52.5mm取L=50mm由于L≥B，則取B=40mm6).大齒輪結(jié)構(gòu)設計①連接大齒輪的軸直徑dmin≥Ao(P/n)1/3,查表15-3選擇45號鋼（調(diào)質(zhì)）,則取Ao=112，dmin=35.4mm，由于開有鍵槽，軸徑應增加5%～7%取d=40mm。②確定齒輪類型。，則采用腹板式結(jié)構(gòu)的齒輪。③設計腹板式齒輪結(jié)構(gòu)。六、軸的設計計算Ⅰ、輸入軸的設計計算1、軸的結(jié)構(gòu)設計①軸上零件的定位，固定和裝配選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217～255HBS）單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒或者彈性擋圈軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定。②確定軸各段直徑和長度2、軸的結(jié)構(gòu)設計（1）軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2）確定軸各段直徑和長度d1≥Ao(P1/n1)1/3=（103~126）(9.42/1460)1/3=（19.1~23.4）mmd2≥Ao(P2/n2)1/3=（103~126）(8.48/521.42)1/3=（26.1~31.9mmd3≥Ao(P3/n3)1/3=（103~126）(8.14/127.14)1/3=（41.2~50.4）mm選取聯(lián)軸器類型聯(lián)軸器的孔徑,由表14-1查得Ka=1.3,則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6N·mm.按計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件,查GB/T5014-2003選用TL3型彈性柱銷聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為1000N·mm,半聯(lián)軸器孔徑d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半聯(lián)軸器長度L=112mm,由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1應該小于L,所以取LⅠ-Ⅱ=110mm.右段需要制一個軸肩,高約未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm 根據(jù)《課程設計》，當軸肩用于軸上零件定位和承受內(nèi)力時，應具有一定高度，軸肩差一般可取6～10mm。用作滾動軸承內(nèi)圈定位時，軸肩的直徑應按軸承的安裝尺寸取。如果兩相鄰軸段直徑的變化僅是為了軸上零件裝拆方便或區(qū)分加工表面時兩直徑略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公稱直徑而不同的公差數(shù)值?？紤]滾動軸承的裝拆，選用深溝球滾動軸承型號為“6212”，由標準查得裝滾動軸承D直徑為110mm，寬為22mm，取齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=15mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm.則因此輸入軸由小端到大端可以設計出各段軸的直徑，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為15mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，所以輸出軸由小端到大端可以設計出各段軸的直徑分別為：50mm，58mm，62mm，66mm，76mm根據(jù)《課程設計》表3-1，表4-1以及圖4-1，得δ取10mm,δ1取8mm,齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離：△1=1齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離：△2=10mm因為齒輪的圓周速度V=5.96m/s>1.5~2.0m/s故軸采用油滴潤滑△3=3mm軸承寬：33mm選用彈性套柱聯(lián)軸器查表得可算得m=22mme=12mm所以可以設計出各段軸的長度，分別為110mm46mm41mm59mm8mm32mm⑦軸上零件的周向固定齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接.齒輪處軸由表6-1查得平鍵b×h=18×11mm,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為63mm,為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇配合為H7/n6,同樣,大帶輪與軸的連接選用平鍵b×h=14×9mm,長32mm,配合為過渡配合H7/k6⑧確定軸上圓角與倒角尺寸查表15-2,軸左端倒角為2×45o,右端倒角為2×45o.軸肩處圓角半徑見圖紙標注.軸的校核計算對于輸入軸校核：TIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17=611.28N·mFt=2TIII/d1=611.28/321=3080.8NFr=Fttanα=1386N·繪制軸受力簡圖（a）繪制垂直面彎矩圖（b）FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm繪制水平面彎矩圖（c）FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4NMC2=FAZL/2=87.232Nm繪制合彎矩圖（d）MC=(MC12+MC22)1/2=96.046Nm繪制扭矩圖（e）T=9.55（P1/n1）=61.16Nm繪制當量彎矩圖（f）Mec=[Mc2+（αT）2]1/2=102.362Nm校核危險截面C的強度σe=Mec/0.1d3=49.8MPa<[σ-1]b∴該軸強度足夠。六、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)任務書上表明的條件：載荷平穩(wěn)，以及軸承主要受到軸向力，所以選擇深溝球軸承。由軸徑的相應段根據(jù)《課程設計》表15-3選擇輕窄（2）系列6212，滾動軸承的當量載荷為：∵＝0，∴∴X=1；則P=fp=（1.0~1.2）1386=（1386~1663.2）N查表知C=47.8，根據(jù)公式：L=