机械设计计算例

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 带式输送机传动装置 学院（系）： 机械工程学院年级专业： 09级机电控制3班学 号： 090110050007 学生姓名： 威力旺 指导教师： 韩晓娟 教师职称： 教授 目录1设计任务书22传动方案的拟定与分析23电动机的选择以及参数计算24传动装置的动力和运动参数的计算45传动零件的设计计算66轴的设计计算147轴承的选择与校核248键的选择与键连接强度的强度计算259联轴器的选择2710润滑与密封的选择2811减速箱体的附件的说明2812拆装及调整说明2913设计小结3014参考文献31附：燕山大学 机械设计 课程设计综评32 计 算 及 说 明结果二

2、、传动方案的拟定与分析2.1传动方案见下图，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下煤厂长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。2.2带传动 带传动承载力低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，布置在高速级。因此，锥柱齿轮传动带传动对此工作条件而言，这样的传动方案是比较合理的。三电动机的选择以及参数计算3.1原始数据如下：运输带牵引力f=1358n输带工作速度v=1.46m/s 滚筒直径d=0.26m3.2 电动机型号选择主要参数： (1）选择电机类型 按照工作要求和工作条件，选择y系列三相笼

3、形异步电动机全封闭自扇冷式结构。(2）确定电机容量 电动机的输出功率为 由式 式中 取 传动总效率 式中 所以有 (3）选择转速 卷筒轴工作转速为 rmin由于二级圆锥-圆柱齿轮减速器推荐传动比，固电动机转速 min 符合这一范围的同步转速有1000 rmin，1500 rmin，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格等因素，选择同步转速为1000 rmin，型号为y132s-6 。 电动机主要性能参数 型号额定功率（w）同步转速（rmin）满载转速（rmin）额定转矩y132s-l6310009602.0四、传动装置的动力和运动参数的计算4.1 传动装置总传动比满载时电机转速 rmin总

4、传动比4.2 分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 , 4.3各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出）轴转速rmin轴转速rmin轴转速rmin卷筒轴的转速rmin4.4各轴输入功率轴输入功率 轴输入功率 轴输入功率 卷筒轴输入功率 由得，各轴输出转矩值如下电动机轴 轴 轴 轴 卷筒轴 4.5将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速轴i中间轴ii低速轴iii卷筒轴iv转速（r/min）960960342.86107.2107.2功率（kw）2.512.4852.2892.1762.111转矩()24.9724.7263

5、.76193.85188.06传动比12.83.21效率0.990.920.950.97五、传动零件的设计计算5.1 斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为=2.289kw，小齿轮转速为=342.86r/min、齿数比为3.2。工作寿命8年（设每年工作300天），一班制，带式输送，受中等冲击，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度。（gb10095.1-2001） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200hbs，二者材料硬度相差40hbs，

6、合适。（3）选小齿轮齿数,则大齿轮齿数， （4）初选螺旋角，齿宽系数=1。（轴承相对齿轮不对称布置）2、按齿面接触强度设计 按式(1） 确定载荷系数k 由表知使用系数 齿轮为8级精度,估计圆周速度v=4m/s, ，动载系数 由图齿间载荷分布系数，齿向载荷分布系数 (2） 小齿轮传递的转矩 (3） 查教材图6-19得 区域系数(4） 重合度系数 因 (5） 螺旋角系数 。由教材图6-5查的影响弹性系数(6） 由图可查得接触疲劳极限应力，(7） 由公式计算应力循环次数 (8） 查系数 (9） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，则 取(10） 计算小齿轮分度圆直径 （11）计算圆

7、周速度 (12）修正载荷系数： 按 查表得 可查得 (13）校正试算的分度圆直径 (14）计算法向模数 ，化为标准值，取 (15）计算中心距 圆整取 a=135mm(16）按圆整后的中心距修正螺旋角 由于值变化很小，所以参数值不必修正(17） 计算分度圆直径 (18）计算齿轮宽度 圆整取 3、校核齿根弯曲疲劳强度 由公式 (1） 重合度系数 (2） 螺旋角系数(3） 计算当量齿数 (4） 查取齿形系数可得 (5） 查取应力修正系数可得 (6） 查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 可得分别查得(7） 计算弯曲疲劳许用应力 取失效率为1，安全系数s=1,由公式得(8） (9） 计算弯曲应力 5.2直齿

8、圆锥齿轮传动设计已知输入功率为、小齿轮转速为、齿数比为2.8由电动机驱动。工作寿命8年（设每年工作300天），一班制，带式输送，受中等冲击，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用8级精度（gb10095.1-2001） （2）材料选择 锥齿轮的材料与斜齿轮保持一致，小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200hbs，二者材料硬度相差40hbs，合适。（3）选取齿数 选小齿轮齿数=23，传动比=2.8，取=65，齿数比的误差为，在允许范围内。（4）选取齿宽系数 2、按齿面接触强度设计 按

9、式（1） 确定载荷系数k 由表6-4得使用系数，估计圆周速度。所以，查教材图6-11a得动载系数 由图6-17，得齿向载荷分布系数，齿间载荷系数 ，则 k= 。（2）计算转矩 小齿轮传递的转矩为。（3）由教材图6-19查得区域系数 zh=2.5。（4）由教材表6-5查得弹性影响系数 （5）计算应力循环次数 由教材式6-25得 （6）由教材图6-27c)查得接触疲劳极限应力=590mpa由教材图6-27b) =460mpa。（7）由教材图6-25查得寿命系数（允许一定的点蚀）。（8）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=1， 取（9）试算小齿轮分度圆直径（10）计算圆周速度 （11

10、）修正载荷系数 按 查得（12）校正试算的分度圆直径 （13）计算大端模数 圆整为标准值 m=3mm（14） 计算分度圆锥角、锥距 ，（15）计算大端分度圆直径 （16）确定齿宽 圆整取3、校核齿根弯曲疲劳强度 由式6-22得（1）计算当量齿数 ，（2）查取齿形系数 由图6-21 （3）查取应力修正系数 由图6-22 （4）查取弯曲疲劳极限应力及寿命系数 由图6-28c) =mpa 由图6-28b) =390mpa由图6-26分别查得 （5）计算弯曲疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数s=，由式6-24得（6）计算弯曲应力 合适六、轴的设计计算6.1初步计算轴径当轴的支撑距离未定时， 无法

11、由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为： ，轴为外伸轴， 轴为非外伸轴，3根轴的材料都选用常用的45钢，查表取c=112，则 考虑到1轴要与电动机联接，初算直径d1必须与电动机轴和联轴器空相匹配，所以初定6.2轴的结构设计6.2.1 输入轴（1）输入轴的初步设计，如下图： （2）装配方案是：从左到右依次是联轴器、端盖、套杯、轴承、轴承、套筒、齿轮和轴端挡圈。（3）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.选取联轴器输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查机械设计，

12、由于转矩变化很小，故取，则 =1.3x24.97=32.46n.m 查机械设计课程设计表15-5，选hl3型弹性柱销联轴器,其工称转矩为630n.m，而电动机轴的直径为38mm，但由于加工工艺需要，暂取联轴器的轴孔直径与计算所得的最小输入轴直径相对应，取=18mm，半联轴器长度l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。2. 为了满足半联轴器的轴向定位，a段轴右端需制出一定位轴肩，则，a段长度应适当小于联轴器毂孔长度l所以取=58mm。3.初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，查机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列角接触

13、球轴承7205c，其尺寸为,这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，查得7205c型轴承的定位轴肩高度，因此取4. 取安装齿轮处的轴段f的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，e段应略短于轴承宽度，故取，5轴承端盖的总宽度为21mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取。6.锥齿轮轮毂宽度为35mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。由于两轴承支撑点间的距离等于另一轴承到轴端距离的两倍，故取。6.2.2 中间轴（1）中间轴的初步设计，如下图（2）装配方案是：从左到右依次是端盖、轴承、套筒、大锥齿轮、小斜齿圆柱齿轮、套筒、轴承和端盖。（3）根据轴向定位的要求确定

14、轴的各段直径和长度1.初步选择滚动轴承根据最小轴颈的计算选取,因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，查机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列角接触球轴承7205c，其尺寸为,这对轴承均采用套筒进行轴向定位。2. 取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位这里取，则轴环处的直径为。3 已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4. 齿轮距箱体内壁的距离为，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离。则取。6.2.3 输出轴（

15、1）输出轴的初步设计，如下图（2） 装配方案：端盖、轴承、套筒、大斜齿圆柱齿轮、轴承和端盖。（3） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1.选取联轴器输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩,查机械设计，由于其转矩变化很小，故取，则 =1.3x193.85=252n.m查机械设计课程设计表15-5，选hl3型弹性柱销联轴器,其工称转矩为630n.m，取=35mm，半联轴器长度l=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。2 为了满足半联轴器的轴向定位，h段轴左端需制出一定位轴肩，故取g段的直径，h段右端用轴端

16、挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故h段的长度应比略短些，现取。3. 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求并根据，查机械设计课程设计初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列角接触球轴承7209c，其尺寸为,左端的用套筒定位，右端的轴承采用轴肩进行轴向定位。查得7209c型轴承的定位轴肩高度，因此取，为了使b段的套筒可靠压紧轴承，使略大于轴承的宽度，取，。4. 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取,齿轮的轮毂直径取为

17、54mm，所以。齿轮的右端采用轴肩定位，取，则轴环处的直径为。取轴环宽度。5. 轴承端盖的总宽度为38mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故。6. 齿轮距箱体内壁的距离为，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离。可求得。7. 初步取，当装配草图画完之后， 测得。6.3输出轴的校核1、齿轮上的作用力：2、计算轴承反力水平面 竖直面 （1）装配图： （2）轴受力图： （3）水平面受力图：（4）水平面弯矩图：（5）垂直面受力图：（6）垂直面弯矩图：（7）合成弯矩图：（8）扭矩图：3、用安全系数法校核输出轴 （1）判断危险截面由弯矩和扭矩图可

18、以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2）轴选用45钢调质，疲劳极限b=650mpa ,s=360mpa，由表查的疲劳极限-1 =0.45b=0.45650mpa=293 mpa0=0.81b=0.81650 mpa =527mpa-1=0.26b=0.26650 mpa=169 mpa0=0.50b=0.5650 mpa=

19、325 mpa由式，得= 得（3）求齿轮右端截面的应力弯矩（4）求该截面的有效应力集中系数因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm,其应力集中可由教材表10-9查得 ， ，由b=650mpa（用插值法）查得k=1.45 ，k= 1.15。（5）求表面状态系数及尺寸系数由表10-13查得=0.92（ra=3.2m，b=650mpa），（6）求安全系数（设为无限寿命，）得则综合安全系数为 结论：截面a足够安全七、轴承的选择与校核由前面的叙述可知低速轴选择使用角接触球轴承，根据轴径选择轴承的型号为7209c,其中轴向力 基本额定静载荷 co=28.5 kn基本额定动载荷 c =38.5 kn

20、 对角接触球轴承7209c所以2端是压紧端，1端是放松端，则 ，查表得x1=1，y1=0，用线性插值法得x2= 0.44， y2=1.39 将两者中的较大值代入到下式中结论：选用7209c型角接触球轴承符合要求。八、键的选择与键连接强度的强度计算8.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度则键联接的强度为： 故合格。8.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度则

21、键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强强度为： 故合格。8.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。九联轴器的选择（1） 选取联轴器在轴的计算中已选定了联轴器型号。（2）联轴器的主要参数根据计算转距输入轴与输出轴都选择挠性联轴器hl3型联轴器，主要参数如下：输入轴上公称扭距 （满足要求）许用转速 （满足要求）轴

22、孔直径 轴孔长度 半联轴器长度 轴孔形状 z形轴孔十润滑和密封说明（1） 润滑说明因为中间轴上浸油齿轮分度圆圆周速度为： v=2m/s故取润滑油润滑。取浸油深度h=85mm；小斜齿圆柱齿轮与小锥齿轮采用飞溅润滑；润滑油使用普通工业齿轮油sh-150 滑油。轴承采用润滑油飞溅润滑，结构设计油沟。（2） 密封说明在试运转过程中，所有联接面及轴伸密封处都不允许漏油。剖分面允许涂以密封胶或水玻璃。轴伸处密封应涂上润滑脂。十一减速箱体的附件说明机座和箱体等零件工作能力的主要指标是刚度，箱体的一些结构尺寸，如壁厚、凸缘宽度、肋板厚度等，对机座和箱体的工作能力、材料消耗、质量和成本，均有重大影响，但由于其形

23、状的不规则和应力分布的复杂性，未能进行强度和刚度的分析计算。但是可以根据经验公式大概计算出尺寸，加上一个安全系数也可以保证箱体的刚度和强度。箱体的大小是根据内部传动件的尺寸大小及考虑散热、润滑等因素后确定的；窥视孔盖尺寸是以保证可以看到传动件啮合取位置，并有足够大小保证能伸手操作，原则上孔盖长度l140mm，取150mm，宽b =120；放油螺塞安排在油池最低处并且不予其他零件干涉的区域，以便放油，加密封圈加强密封，尺寸m201.5；油标尺高度及角度保证油孔位置在油面上，同时油标尺应足够长深入油液中，油液高度对低速齿轮可淹没至大齿轮2个齿高到1/3齿轮半径处，尺寸为m16；通气器结合煤厂环境选

24、择螺纹联接小尺寸通气器m241.5；启盖螺栓螺纹长度大于机盖凸缘厚度，头部做成圆柱形，尺寸为m1040；定位销配置在箱体联接凸缘对角线方向，尺寸840；箱盖上铸造吊耳，内径d=20。十二拆装和调整的说明在安装调整角接触球轴承时，必须保证一定的轴向游隙，因为游隙大小将影响轴承的正常工作。对轴和轴（高速级和中间级）轴直径分别为18mm和25mm时，选取轴承型号均为7205c，可取轴向游隙为0.030.05mm；对轴（低速级）的角接触球轴承7209c，轴直径为35mm，可取轴向游隙为0.040.07mm。在安装齿轮后，必须保证需要的侧隙及齿面接触斑点，侧隙和接触斑点是由传动精度确定的，可查手册。当传

25、动侧隙及接触斑点不符合精度要求时，可以对齿面进行刮研、跑合或调整传动件的啮合位置。十三设计小结经过三周的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，接受了盲目计算的教训。至于画装配图和零件图,由于前期计算比较充分,整个过程用时不到三天,在此期间,我还得到了许多同学和老师的帮助.在此我要向他们表示最诚挚的谢意.尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来,从中暴露出自身的不足,以待改进.有时候,一个人的力量是有限的,合众人智慧,我相信我们的作品会更完美!由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的