北工大机械设计基础计算说明书教材

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器装院（系）：建筑工程学院学号：设计者：指导教师：许东来订2015 年 07月17日校名：北京工业大学目录一. 设计任务书二. 机械装置的总体方案设计（）传动方案的分析与拟定（二）电动机的选择与计算（三）计算传动装置的总传动比及分配各级传动比（四）传动装置的运动、动力参数计算三. 减速器传动零件的设计计算1. 高速级普通V带传动的设计计算2. 圆柱齿轮传动的设计计算四. 轴的计算1、初步计算轴的最小直径、选择滚动轴承及联轴器2、减速器输出轴的结构设计及强度校核五. 滚动轴承的选择和计算六. 键联接的选择和强度校核七. 减速器箱

2、体的设计八. 润滑方式和密封类型的选择，润滑油牌号的选择和装油量的计算九. 设计小节及心得体会十、参考文献项LI和内容设汁计算依据和过程计算结果一、设计任务书装1 课程设计题U：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮 减速器2. 原始数据：(1) 数据编号：A6(2) 运输带工作拉力F: 1350N(3) 运输带工作速度v： 1.60 m/s(4) 卷筒直径D： 260 mm3. 工作条件：连续单项运行，载荷平稳，空载起动，使用 期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许 误差为5%o二、机械装置总 体方案设计(-)传动方案的分析与拟定线1 带式运输机传动方案简图1、V带传动2.运输带3.减

3、速器(齿轮传动)4、联轴器5、电动机6、卷筒项LI和内容设讣计算依据和过程计算结果2、结构说明选用V带传动和闭式齿轮传动。(1) V带传动1承载能力小、转距相同时，其结构尺寸要比其他传动形式 的结构尺寸大，但传动平稳，能缓冲吸振和过载保护 因此布置于高速级，能发挥它的的优点。闭式齿轮传动传 动比不受中心距的影响，瞬时速比稳定，传动效率高，工 作可靠，寿命长，结构紧凑，外形尺寸小，轮齿可以做成 斜齿，用于速度较高或载荷较重的传动。综上此方案传动 比不太大，效率较高，工艺简单，精度易于保证。运输机 山电动机驱动。电动机1将动力传到带轮2再传到减速器 3经联轴器4将动力传至运输机卷筒6带(二)电动机

4、的 选择与计算2 确定电动机的功率(1)工作机的功率P、Y系列三相异步电 动机，电压380V10001150x1.61000= 184KW(2)传动装置总效率Pw = 1.84 Kw动运输带5工作。总效率为0.8675=0. 96 x 0. 99 选择电动机的类型 按工作要求选用Y系列(IP23)防护式笼型三相异步电 动机，电压380Vo x 0. 98 x 0. 99 x 0. 96 = 0. 8675其中：V带传动：7=0.96滚动球轴承：% = 0- 99设计计算依据和过程3）工作机所需电动机功率p 1 84山于载荷平稳电动机额定功率等于或略大于工作机所需的电动机功率Pd即可，即Ped

5、Pd故由2P203表17-1, Y系列电动机技术数据,选电动机额定功率Ped=kW3 确定电动机的转速滚筒轴工作转速60xl000u_ 60x1000x1.607tD7TX 260=117.6r/min传动山V带和单极圆柱齿轮减速器组成:讣算结果Pcl=2.489kW（二）选择电动机nw=I 17.6r/min总传动比范围：心=人沱心=（1020）故电动机转速可选范圉为才()=on X nw = (10 20)x 117.6 = 1176 2352 r/nin方案电动机型号额定功率电机转速电动机质量同步满载1Y100L1-42.21500143034kg2Y100L2-431500143038

6、kg电动机数据比较选择方案2,即选用额定功率Ped=3kW.满载转速为皿=1430 r/min,型号为Y100L2-4的电动机。ioo= 10-20nd=l1762352r/min选择Ped =3kWrim = 1430 的 Y100L2-4 型电动机设讣计算依据和过程【注：设计计算机传动装置的各级功率时，按电动 机实际功率Pd进行计算，Ped作为设计功率。设计计算 传动装置各级转速时，按电动机满载进行讣算，不能按同 步转速1500r/niin进行计算。】讣算结果（三）计算传动装置 的总传动比及分配各 装级传动比1 确定总传动比ia1430117.6= 12.162 分配各级传动比由2JP10

7、表2-1取V带传动比3则减速器的传动比为i =i = = 4.05io 31各轴的功率P、转速n和转矩T(1)零轴Po = Pd = 2.489kWn0 = nm = 1430r/minp2 489To = 9550 亠=9550 x -=16. 62V mn01430(2)1 轴P、= Po 仏=尸 = 2. 489 x 0. 96 = 2. 389M1430=476.67 r/ min=9550 空=9550 x - 2- = 47. 87Ar m q476.67(3)2 轴减速器传动比 i =4.05Po=2.489kW no=143Or/minT()=16.62NmPi=2.389kW

8、m=476.6r/minTi =47.87Nm匕=P】九=尸 % = 2317丹项口和内容设计计算依据和过程厂行需如.6曲-9颈斜跑。45（四）传动装置的运 动、动力参数计算(4)3轴(滚筒轴)Pz = P2 n2Z = A 77i = 2. 211kWmH7.5/ n3 = = = 117. 6 r/min231计算结果P2 =2.317kWn2=117.6r/ininT2= 188.04NmP3= 2.27kW113 =117.6r/minT3=184.31NmTz = 9550 5- = 184. 3LV m”31-3轴各轴输出功率或输出转矩乘以轴承效率13轴各轴输出功率或输出转矩0.

9、99输出功率或输出转矩分别为珂”=珂仏=2. 389 x 0. 99 = 2. 365&护T、* =1 = 47. 87 x 0. 99 = 47. 39 m4* = & . Z = 2. 317 x 0. 99 = 2. 293M T“ = Z = 188. 04 x 0. 99 = 186. 159；V m=Pq 仏=2 271 x 0. 99 = 2. 248kWTq* = Tz - % = 184. 31 x 0. 99 = 182. 4669Ar m【注：设计轴是应该按其输入功率汁算。设计传动 零件时应按主动轴的输岀功率计算。后三轴的输出功率和输出转矩为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴

10、承效率0.98得到。将上述运动和动力参数的讣算结果汇总如下表:项L1和内容设计计算依据和过程计算结果各轴运动和动力参数表轴名功率P/kW转矩T/Nm转速n传动比in输入输出输入输出0轴2.4816.6214301轴2.362.3647.8747.39476.630.962轴2.3172.2918&04186.15117.64.050.9703轴2.2712.24184.31182.4117.610.980三、减速器传动零件的设计计算(-)高速级普通V带传动的设线 计计算(1)确定设计功率Pc由于电动机空载启动，两班制工作(机器一天工作16个小时), 由前而的计算得出P = 3kw7.5kw由表

11、得载荷平稳工况系数Ka= 1.2Pc=KaP= 1.2x3.6 = 3.6kW(2)选泄带型根据 Pc= 3.6kW 和 no = 1430r/min,由1图 8-9a 确定选 A 型 V带(3)小带轮和大带轮基准直径由1表8-6,取小带轮基准直径佥=75” ,则大带轮基准直径dd： = i - dd =3*100 =225/故由表8-7取/ = 225mm(4)验算带速v根据 P86E1式 (8-17)，带速 v 为引d/rx75 x 143060x1000 60x1000= 5.61m/s带速在5-25m/s范囤内,Pc=3.6kW选择A型V带d(ii = 75mmdd? =225mmv

12、= 5.61ni/s符合要求。项目和内容设计计算依据和过程计算结果（5）确定中心距a和带的基准长度Ld根据P861式（8-18 ）,中心距他为：0.7（如 +詁5 4） 2（如 + %）a（）= 400mm装取 d（） =400/72/72根据1式（8-19）,带的基准长度乙。为乙。=2“。+彳仏+佥）+几：汀2 %_ OpVOO + 34+。5）+（ 一75） _ 285 亦“24 x 400Ld = 1250mm由1表8-2选取标准基准长度Ld（）= 1285.3mn定（6）.实际中心距由1式（8-20 ）,实际中心距 a 为Ld - Ld0 “c 1250-1285.3 “c ca a

13、a + = 400 += 382.3mm 2 2（7）验算小带轮包角由1式（8-22）,小带轮包角务为a = 382.3mmd. -dA?25 -751a382.3a =157.5线故小带轮包角e 120。，符合要求。（8）确定V带的根数z由11式V带粮旳7山.7 P。III L丄亠 V O 3 , ip TK XX.乙 zJ 厶/、（几+咖心心查1表 8-1,根据 Ld = 1250 ,查1表 8-2 取 Kl = 0.93 表 8-5AP =0.17 表 8-3 仇=068所以znPc-4.8根，取5根（Pi+切）灯紅z=5根项目和内容设计计算依据和过程计算结果(二)圆柱齿轮的传功设计计算

14、(9)确定初拉力F(由1P89式(8-24 ),单根V带的初拉力吒为：凡-500x5-Ka)2KQ由1表 8-1 査得q = OAOkg/mF厂 500 X a 5 +河5- 500 x 5-0.94)x3+q56p 仁 109Fu=109.64N0.94x5x5.61由1式(8-25),带作用在V带上的压力为：Fq=1075.3N=2 人 Z sin # = 2x5x109.64 x sin 157.5/2 = 1075.3N6.2按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即dt 2 4 2XKHt XT (pdXu +1 uX(ZH xZE xZs xZp aH) 231)确定

15、公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 小齿轮传递的扭矩：T = 9550000 xP n= 9550000x2.47 384= 61428.39N mm 查表选取齿宽系数”d=l 由图查取区域系数ZH=2.46Zi =31查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaZ2= 125重合度端面重合度为：Ti = 42525Nmmsa = 1.88-3.2(1 zl+1 z2)cosp = 1.88-3.2(123+175)cosl3= 1.65轴向重合度为：sp = 0.31 Sx(pd xz 1 xtanp = 0.318x1 x23xtanl3 = 1.69查得重合度系数Z =0.6

16、96查得螺旋角系数Z P =0.987计算接触疲劳许用应力o H山图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：aHlimi = 600Mpa ,oHliml = 550Mpa计算应力循环次数NL1 = 60xn xjxLh = 60x384 xlxl6x300x 10 = 1.106x 109NL2 =NL iz=l.106x109 3.24= 3.413x108山图查取接触疲劳系数：KHN 1 =0.874 ,KHN2 = 0.943取失效概率为1%,安全系数S=I,得oH =KHN1 xaHlim S=0.874x600 1=524MPaaH2 =KHN2 xaHlim2 S=0.943x5

17、50 1= 519MPa取o H1和o H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许 用应力，即aH = 59MPa2) 试算小齿轮分度圆直径dt N J 2XKHt XT (pdXu +1 uX(ZH xZE xZs xZpaH) 23= V 2 X 1.3 X 61428.39 1 X 3.24+1 3.24 X(2.46x189.8x0.696x0.987 519) 23= 43.057mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1) 讣算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度vv =n xdt xn 60x1000= x43.057x384 60x1000= 0.865齿宽bb =(pd xdlt = 1x

18、43.057 = 43.057mm2) 计算实际载荷系数KH 查表得使用系数KA=1.25 查图得动载系数Kv= 1.067 齿轮的圆周力。Ft = 2xTdl= 2x61428.39 43.057= 2853NKA xFt b= 1.25x2853 43.057=83N mm100N mm查表得齿间载荷分配系数：KHa=1.4查表得齿向载荷分布系数：KHP =1.436实际载荷系数为KH = KA xKV xKHa xKHR = L25xl.067xl.4xl.436 =2.6813) 按实际载荷系数算得的分度圆直径d = dt X V KH KHt3= 43.057 X V 2.681 1

19、.33= 54.8067/im4) 确定模数mn =d xcosp zl=54.806xcosl3 23= 2322mm ,取 mn =2.5?nm。6.3确定传动尺寸(1) 计算中心距a =(zl +z2)xmn 2xcos= 125.72mm ,圆整为 125mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角B = acos( (z 1 +z2)xmn 2xa)= 11.4842B=ll293”(3) 计算小、大齿轮的分度圆直径dl =zl x?nn cosR= 58.675mm d2 =zl xmn cos0=191.331m?n(4) 计算齿宽b =(pd xdl = 58.68mm取 Bl =6

20、5mmB2=60mm6.4校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2xK xT b xmn xdlXYFa XYSa XYs XYp Xcos2p W aF1) K、T、mn 和 dl 同前齿宽 b=b2=60齿形系数YFa和应力修正系数YSa,当量齿数为：小齿轮当量齿数：Zv =zl cos3 023 cos3 11.4842= 24.439大齿轮当量齿数：Zv2 =z2 cos3 “=75 cos3 11.4842= 79.691查表得：YFa =2.6 ,FFa2 = 2.214YSa = 1.59 ,YSa2 = 1.774查图得重合度系数Y e =0.684查图得螺旋角系数YB =

21、0.817查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：oFlim = 500MPa、oFliml = 380MPa山图查取弯曲疲劳系数：KFN =0.788 ,KFN2 = 0.869取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得许用弯曲应力aFl =KFN xaFluni 5=0.788x500 1.4= 281.429MPaoF2 =KFN2 xaFlim2 5=0.869x380 1.4= 235.87IMPqoF =2xK xT b xm xd 1 X YFa 1 xYSal xYs xY xcos2 0 =56.415MPa v oF 1 = 281.429MPaoF2 =(jF xYFa2 xY

22、Sa2 YFa xYSa= 53.6MPQ =20.46mm取 di=22mmd2=35mm因为有键槽,需将轴径增大7%,即di =20.46x107% = 21.8大齿轮：A= 120D2=32.2mm因为有两个键槽，需将轴径增大7%,即 d2=32.2x 107% = 34.45mm查表8-4得标准直径，取高速轴di=22mm,低速轴d2=35mm 乂滚筒轴传递的功率和转矩与大齿轮轴相近，故取 d3=35mmT= 157.5N.mmTea =245.5Nm2 滚动轴承的选择a.轴承的选择（二）减速器输 出轴的结构设 计及强度校核因为主要承受径向载荷且功率较小，所以可以选用深沟 球轴承。初步

23、选定大齿轮所在轴上轴承为6009型、小齿轮 所在轴上轴承为6006型b.轴承组合的设计因支撑跨距不大，采用两端固定式轴承组合方式，选用 嵌入式轴承盖。另外，为了更好的密封性，与O型密封圈 配合使用。3 联轴器a.选联轴器类型运输机的安装精度一般不高，易用挠性联轴器，输出端 转速低，动载荷小，转矩较大，选用结构简单、制造容易. 具有微量补偿两轴线偏移和缓冲吸振能力弹性套柱销联 轴器。项目和内容设计计算依据和过程计算结果b.求计算转矩TeaT=163.7由1表 13-1 取 K=1.5Tca=KT=1.5X163.7=245.5NmC联轴器型号选择查表113-3,选择TL6型联轴器。其许用转矩和转

24、速分别为T =250Nm, n = 3800r/min1 进行轴的结构设讣（1）确定各轴段的直径考虑轴上零件的定位和固定、加工工艺和装拆工艺等的 要求，将轴制成两端小、中间大的阶梯状结构。考虑以 下因素：a. 定位轴肩的直径：轴肩高度h应比零件孔的倒角C或圆 角半径r大2-3mm,轴肩的圆角半径r应小于零件孔的倒角C或圆角半径尸。曲d知C取2b. 非定位轴肩的尺寸：直径变化量较小，一般取0.5-3mm。c. 有配合处的轴径：选取标准值d. 轴径尺寸e. 低速轴（轴2）轴的外伸端直径山所选联轴器的型号及轴 孔直径确定，取dl=35mm,为使联轴器轴向固定，一般取下 一段轴的直径d2=42mm,装

25、滚动轴承的轴段取标准直径， 6009型的内圈直径是45mm所以取d3=45mm装齿轮的轴段 直径取标准直径d4=46mm,为使齿轮轴向定位稳定，做一 轴肩取直径d5=60mmo（2）确定各段轴的长度大齿轮齿轮轮毂宽度56mm,所以取安装齿轮的轴头长 度为55mmo由2表11-4查得6009型轴承宽度B=16mm, 挡油环宽取10mm,因此取高速轴轴颈长度62mm；根据齿 轮端面与箱体内壁保持一定的距离，取轴环和套筒宽度均为 8mm;轴肩宽取8mm,山结构草图可知，跨距1= （2+28+） mm=130mm.左边的q40轴段应该根据箱体结构以及箱外的 旋转零件至端盖间的距离要求来综合决定，现在取

26、为40mm. 安装联轴器的轴头长度根据联轴器的尺寸取为82mm.（3）轴上零件的轴向固定d 1=35 mmd2=42mmd3=45mmd4=46mmd5=74mm1= 130mm联轴器及齿轮处均采用A型普通平键连接，曲2表10-26 查得键的尺寸为宽度，联轴器处为（10x8x82）mm,齿轮处 为（14x9x40）mmoFt =6847.8N2.画出轴的结构简图和轴的受力图，并确定轴上的作用力Fr=2994N由之前的计算可知，从动轴上的转距T=186N.m作用在齿轮Fa= 1537N上的圆周力Ft,径向力Fr、轴向力Fa分别为2T耳=二8086NRha = Rhb =4043NMhc =212

27、N.m人=F曲=6847.8tan20=2994NFa=2536. 2tanl5=1537Na.做水平面弯矩Mh支承反力 Rha = Rhb = Ft/2 =6847.8/2 = 4043N界面 C 处的弯矩 Mhc = Rha*L/2 =212N.mb.作垂直面内的弯矩Mv支承反力：心/J138N 山22/Rvb=1833N门F, Fad,R - +2 =1833N“2 21Mvci =59.5N.m截面C左侧的弯矩：RvA= 1138N项I和内容设计计算依据和过程M VC| = Rva 丄二 59.5N.m2截面C右侧的弯矩：MVC2 = Rb 丄二 96.2N.m讣算结果Mvc2 =96

28、.2N.niMei = 220N.mMe? =232.8N.mc作合成弯矩M界面C的合成弯矩=220NmMc2 =咗 + 叭J 二257N.m做转矩T图，T=157.5N.md. 作当量弯矩Me因单向传动，转矩可以认为按脉动循环变化，所以，应 力校正系数蛰=帥6则 T = 0.6xl57.5=94.5N.m危险截面C处的弯矩Ml：c = JAY： +（刃）2 =257N.mT=157.5N.mT=94.5N.mMec =257N.md=36mme. 校核危险截面轴径因C处有两个键槽，故将轴径增大7%, 36*107% = 38.52mm在结构设计草图中，此处轴径为46mm,故强度足 够，但考虑

29、到外伸端直径以及结构上的需要，不宜将C处轴 径减小，所以，仍保持结构草图中的尺寸，这样轴的刚度会 更好。项LI和内容设讣汁算依据和过程计算结果作弯矩图和扭矩图FlL: 丫1 :iTTtnTrrrfJ 宓M*cflvBf-rTnQJCJLDrrTx-j -rfinTTTrrrTTTar訝FWT丨11丨丨I丨丨i丨I仃 Mee Tnmwrrr五、滚动轴承 的选择和计 算1确定基本额定动载荷Cr,基本额定静载荷Cor,查表得深沟球轴 承6009的基本额定动载荷Cr=29.5KN,基本额定静载荷Cor = 18.0KN2汁算轴承的寿命项L1和内容设计计算依据和过程计算结果n =117.6r/min,

30、P=Ft = 1317.2N,对于球轴承=3, C=Cr = 29.5KN 查表得：温度系数ft =1.0,载荷系数fp=1.2六、键连接的选择和强度校核轴承寿命厶=65083h所以，轴承的寿命计算符合要求、材料为45钢，校核时准则为键的挤压强度。校核前先选择若干键连接中最危险的部位进行校核，若校核成功其他键连接也是安全的。在键、轴、轮毂三者中材料最弱的是轮毂。挤汗强度条件是:(rp= crpMPa p dkl bp二100-120MPS1 高速轴外伸端与联轴器V带处该轴段直径d=20mm,该键的尺寸为6x6x23mm所以，k=h/2 =3mm, 1 = L-b = 23-6= 17mmT=4

31、1.16N.mm2x 41. 16 xlO3=切前20 X 3X 17-vfPa1.26=12 mm 取12mmV=1.26Lv =1.42m/s齿轮端面与内箱壁 距离A2 6=10 mm 取13mm箱盖、箱座筋厚叫m-0.8561 = 8.5 nim取8mmin -0.856 = 8.5mm取8mm轴承端盖外径D2114mm, 80mm轴承旁联接螺栓距 离s165 mm, 155mm1、齿轮传动零件齿轮釆用浸油润滑，对于圆柱齿轮，通常取浸油 深度为一个齿高，其浸油深度不得超过其分度圆的1/3。为避免 传动零件传动时将沉积在油池底部的污物绞起，造成齿面磨损， 应使大齿轮距油齿底面的的距离不小于

32、30-50mmo取50mm。为 保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。单级减速 器每传递lkW的功率，需油量为 =0.35-0.7厶。因为最大功率是2.14LW,所以取油量是0.720 1.439L,应使油池容积VVO ill设讣，油池的长宽分别为360mm和78mm,齿轮浸油为一个 齿高，即 2.25x2=4.5mm,则油面高 h=40+4.5=44.5mm,取 h=45mm, 则装油量为V=(3607845)/1000000=1.26L满足要求。2. 轴承浸油齿轮的圆周速度60 =1.42m/s 2m/s所以，飞溅的油量不够，宜采用脂润滑，选用钙-钠基润滑 脂(乂称轴承润滑脂)，其油膜粘度髙，粘附性好，耐水耐热， 工作温度可达80-200C ,使用时间长，广泛用于机械的滚动轴 承润滑。润滑脂的装填量应不超过轴承空间的1/3-1/2。为防止 向体内的乂浸入轴承于润滑脂混合，防止润滑脂流失，在箱体 内侧装挡油环。考虑轴的圆周速度%嗣=-60.62m/s八、润滑方式和 密封类型的