机械课程设计计算资料

1、题目：设计一链板式输送机传动装置一 总体布置简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器二 工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日）小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±5%，链板式输送机的传动效率为95%工作条件 连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年（每年300个工作日）小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差±5%，链板式输送机的传动效率为95%。原始数据输送机的牵引力f=7kn，输送链的速度v=0.4m/s输送链链轮的节圆直径d=383mm三 设计内容 .1电动机的选择与运动参数

2、计算.2 传动装置的设计计算.3 轴的设计.4滚动轴承的选择与校核5 键的选择和校核6 联轴器的选择7 装配图、零件图的绘制×8 编写设计计算说明书 四 设计任务1 减速器总装配图一张 2 低速轴、闷盖零件图各一张3 设计说明书一份五 设计进度1 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2 第二阶段：轴与轴系零件的设计3 第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制六 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写计算过程及说明1 选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用y型闭式笼型三项异步电动机，电压为380v。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置，可提高起

3、动性能。2 确定电动机功率（1）查机参考文献1表10-2可以确定各部分效率： 联轴器效率：=0.99；滚动轴承传动效率：=0.99；闭式直齿圆锥齿轮传动效率：选取直齿圆锥齿轮精度等级为7级，传动效率取=0.97；开式直齿圆柱齿轮传动效率：选取直齿圆柱齿轮精度等级为七级，传动效率=0.98=0.96由上数据可得传动装置总效率：=0.970.980.960.95=0.82（3）电动机所需功率：按参考文献1式（2-1）=3.414kw（4）确定电动机的额定功率：因为载荷平稳，连续运转，电动机额定功率略大于查参考文献1表19-1，y系列三相异步电动机的技术参数，选电动机额定功率为=4kw。3 确定电动

4、机转速（1）滚筒轴工作转速=r/min=19.95r/min（2）总传动比齿轮查参考文献1表2-2，给定的传动比范围，3，5。可以确定圆锥齿轮传动一级减速器传动比范围是=310。但查参考文献2表18-2，推荐传动比i810，故选开式直齿圆柱齿轮的传动比范围为=35。总传动比合理范围=950。（3）电动机转速范围=（1290）×19.94r/min=（239.51796）r/min查参考文献1表19-1，符合这一范围的同步转速有：750 r/min; 1000r/min; 1500 r/min。4确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价

5、格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案，即选定电动机型号为：y160m1-8，其主要性能是：额定功率：4kw满载转速：720r/min。 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1 总传动比=/=/=720/19.94=36.11233.4590，合适。2 分配各级传动比（1）根据参考文献1表2-2，圆锥齿轮的传动比一般范围为23，为保证各级传动件尺寸协调，选取锥齿轮传动比为：=3 =3（2）因为=×，所以=4二、各轴的转速、功率和转速1、各轴的转速可以根据电动机满载转速和各相邻轴间传动比进

6、行计算。电动机轴：=720 r/min轴：=720r/min 轴：=/=(960/2.5) r/min=240r/min轴：=/×=80 r/min轴：=/=508.71/4=20 r/min2、计算各轴的功率电动机：轴： ×=40.990.99 kw =3.92 kw轴： =3.920.970.99=3.77 kw轴： =3.770.980.99=3.66 kw 轴: ×=3.660.960.950.99=3.34 kw3计算各轴的输入转矩输出转矩：=9.55/n=9.554/720=53055.6n.mm轴：=9.553.92/720=51994.5 n.mm

7、 轴：=9.553.77/240=150014 n.mm轴:= 9.553.66/80=436912.5n.mm轴: =9.553.34/20=1594850n.mm三 传动零件设计计算1 开式齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数根据传动方案及设计要求可初选为直齿圆柱齿轮开式齿轮传动用于低速场合，故选用7级精度（gb 10095-88）。材料选择。查参考文献2表10-1选小齿轮材料为40cr（调质），齿面硬度为241 286hbs，取280hbs。大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217 255hbs，取240hbs。根据参考文献2p192的要求，金属制的软齿面齿轮，配

8、对的两轮齿面的硬度差应保持为30 50hbs或更多，（此处相40hbs）。选择齿数。选小齿轮=18，=183=54。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式参考文献2式（10-9a）进行试算，即1确定公式内各计算数值试选载荷系数kt=1.3计算小齿轮传递转矩前面已计算即为轴上的转矩 =150014 n.mm查参考文献2表10-7选取齿宽系数=1查参考文献2表10-6的材料弹性影响系数=189.8查参考文献2图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=600 mpa，同理，大齿轮接触疲劳强度极限=550 mpa。查参考文献2式10-13计算应力循环次数小齿轮：=60j=60240(2

9、830010)=0.6912大齿轮：=/=1.106/3=0.2304查参考文献2图10-19，选取接触疲劳寿命系数=0.94, =0.98计算接触疲劳许用应力齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数s=1，失效概率为1%。查参考文献2式（10-12）得=0.94600 mpa=564 mpa=0.98550 mpa=539 mpa2计算试算出小齿轮分度圆,带入中的较小值=73.84 mm计算圆周速度v.v =0.928 m/s计算齿宽b.计算齿宽与齿高之比b/h模数齿顶高齿根高齿全高 h齿宽与齿高之比计算载荷系数根据v=0.928m/s，7级精度，查参考文献2图10-8得动载系数kv=

10、1.05;查参考文献2表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数 查参考文献2表10-2得使用系数1.25；查参考文献2表10-4，用插值法查7级精度小齿轮相对支承对称不知，接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数=1.316查参考文献2图10-13，根据b/h=8，=1.316得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数=1.4所以载荷系数k=kv1.25×1.05×1×1.316=1.727按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得计算模数(3)按齿根弯曲强度设计1查参考文献2得弯曲强度的设计公式为：确定公式内的各计算值查参考文献2图10-20c得小齿轮弯曲疲劳强度极限=5

11、00mpa；大齿轮弯曲疲劳强度极限=380mpa。查参考文献2图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.88; =0.93.计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数s=1.4，查参考文献2得： 计算载荷系数k k=kv1.25×1.05×1×1.4=1.8375查参考文献2表10-5,取齿型系数;应力校正系数,.计算大，小齿轮的/并加以比较/=2.91×1.53/314.29=0.01417;/=2.39×1.69/252.43=0.01600.大齿轮数值大，取大值。2设计计算= =3mm分析对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大

12、于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.58并就近圆整为标准值m=3mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径=62.26,算出小齿轮的齿数：;大齿轮的齿数：。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算计算分度圆直径： =25×3=75mm; =100×3=225mm.计算中心距：计算齿轮宽度：b=1×75=75mm;为补偿齿轮轴向未知误差，应该使小

13、齿轮宽度大于大齿轮宽度，一般b1=b+(510)mm,所以此处=70mm; =75mm2 圆锥齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮类型，精度等级，材料及齿数 根据传动方案及设计要求可选圆锥齿轮根据参考文献3表6-19因为中速、低载，所以可以选用7级精度。查参考文献1表10-1选小齿轮材料为45（调质），齿面硬度为217 255hbs，取230hbs。大齿轮选用45钢（正火），齿面硬度为162 217hbs，取190hbs。根据参考文献2p192的要求，大，小齿轮均属软齿面，二者硬度差为30 50hbs，（此处相40hbs）。确定齿数 取小齿轮齿数为=24，传动比为=3，则大齿轮齿数为=243=72

14、（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式参考文献2进行试算，1确定公式内各计算数值试选载荷系数kt=1.3计算小齿轮传递转矩 前面已计算即为轴上的转矩 查参考文献2表10-7选取齿宽系数=1/3.查参考文献2表10-6的材料弹性影响系数=189.8查参考文献2图10-22e，按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限=1100mpa查参考文献2式（10-13）计算应力循环次数小齿轮：=60j=60720(2830010)=2.0736大齿轮：=/=2.7648/3=0.6912查参考文献2图10-19，选取接触疲劳寿命系数=0.88; =0.9计算接触疲劳许用应力齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求

15、，选安全系数s=1，失效概率为1%。查参考文献2式（10-12）得 (528+495)/2=511.5mpa2计算试算小齿轮分度圆直径=69.359 mm注：齿数比u与传动比i相等计算圆周速度vv =2.613 m/s计算锥距与齿宽 计算模数模数齿高h=2.25=2.254.57mm=10.28mm计算载荷系数根据v=3.17m/s，7级精度，查参考文献2图10-8得动载系数kv=1.12;查参考文献2表10-3得直齿轮齿间载荷分配系数 查参考文献2表10-2得使用系数；查参考文献2表10-4，用插值法查7级精度小齿轮接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数;查参考文献2表10-9，查得轴向载荷系

16、数 =1.25所以=1.51.25=1.875载荷系数k=kv1.25×1.12×1×1.875=2.625求平均分度圆直径按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，查参考文献2得计算模数(3)按齿根弯曲强度设计查参考文献2得弯曲强度的设计公式为：1确定公式内的各计算值查参考文献2图10-20d得小齿轮弯曲疲劳强度极限=620mpa；查参考文献2图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.84; =0.82计算弯曲疲劳许用应力按一般可靠度选取弯曲疲劳安全系数s=1.4查参考文献2得式(10-12)得： 计算载荷系数k k=kv1.25×1.12×1

17、5;1.875=2.625查参考文献2表10-5,取齿型系数;应力校正系数,.计算大，小齿轮的/并加以比较/=2.65×1.58/372=0.011255/=2.26×1.74/363.14=0.01083小齿轮数值大，取大值。设计计算=2.44mm分析对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度的是的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.35并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度原直径=87.67mm,算出

18、小齿轮的齿数：;大齿轮的齿数：。这样设计出的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（4）几何尺寸计算计算分度圆直径： =35×2.5=87.5mm; =87.5×2.5=218.75mm.计算平均分度圆直径：计算中心距： 计算锥距与齿宽计算大端中心距=138.35 mm 计算当量齿数（由u=cot算得 ） 计算齿宽两齿轮宽相等，所以,校核计算由参考文献2式（10-23）得 其中可以由参考文献2式（10-22）得所以=139.36mpa满足条件v =v =3链传动的设计(1)选择链轮齿数 取小链轮的齿数17 则大链轮的齿数 41

19、768(2).确定计算功率查参考文献2 表9-6 查得 查参考文献2 图9-13 查得 则计算功率 (3).选择链条的型号和节距根据小链轮的转速和查参考文献2查图 9-11 可选 20a-1 节距p31.75mm(4).计算链节数中心距初选中心距 p mm取1000mm 相应的链长节数为+2+=107.58节取p=108 节查参考文献2查表9-7得中心距计算系数=0.24691,则链传动得最大中心距为：a=p2- (+)=0.2469131.752108-(17+68)=1027(5)计算链速v，确定润滑方式 v= =0.72 m/s由v=0.72 m/s和链号20a-1查参考文献2查图9-1

20、4可知应采用滴油润滑。（6）计算压轴力 有效圆周拉力为：=1000=5083.33n链水平布置时的压轴力系数为 =1.15则压轴力约为1.156886.8=5845.83n四 轴的设计计算、轴（高速轴）的设计计算 1 求输入轴上的功率,转速和转矩前面已经求得：输出功率 ;转速；转矩2 求作用在小齿轮上的力因为平均分度圆直径=72.92 mm,圆周力ft=2/=251994.5/72.92n=1426n;径向力fr=fttancos=1426tan20cos20.323=486.7n轴向力 fa=fttansin=1426cos20sin20.323=465.4n3按扭矩初步确定轴的最小直径选取

21、轴的材料为45刚，调质处理，按参考文献2式（15-3），取=112按参考文献2式（15-3）估计轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即45（调质），硬度为217215hbs，得：输入轴最小直径是安装联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器。联轴器的计算转矩，查参考文献2表14-1，考虑到转矩变化很小，取=1.3，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献1表14-3，选用lt5弹性联轴器，其公称转矩为63000.00n.mm，查手册的到选取弹性柱销联轴器直径为20 -28 mm,半联轴器的孔径d=25mm,故取

22、=25mm，半联轴器长度l=42mm，半联轴器的毂孔长度4轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案 轴的装配方案如图4.1所示（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，联轴器右端制出一轴肩故取2-3段的直径d= 40mm 左端用轴端挡圈定位按轴端直径去挡圈直径d =40mm半联轴器与轴的配合的毂孔长度l为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴承。故比l略低一些 可选l= 48mm 初步选滚动轴承 因轴承的同时受到径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求可选d = 42mm。 选取标准精度级单列圆锥滚子轴承30209 其尺寸为d×

23、;d×t= 45mm×85mm×20.75mm 故d =d = 45mm 而l=18mm , d= 50mm , l=64mm 轴承端盖的总宽度为 18 mm 包括轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 轴承外端与半联轴器右端间的距离l=30mm 故l =48mm 两轴承采用正装，齿轮轴结构装拆不方便，齿轮与轴分开的结构装拆方便.两轴承两端匀采用圆螺母定位，查6.2 得到小锥齿轮的齿宽为45mm 因考虑固定所以取l= 50mm 轴肩高席为h=8mm。右端用轴端挡圈定位。至此，以初步确定轴的各段直径和长度。（3）轴上零件的周向定位锥齿轮、半联轴器与轴的周向定位均

24、采用平键联接。按参考文献2查得平键截面,长为22mm，同时为了保证锥齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择小锥齿轮与轴的配合为,所选的键为；同样半联轴器与轴的联接选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸查参考文献15-2，取轴端倒角为2，各轴肩圆角半径见图4.2.5 求轴上的载荷1） 作出轴的计算简图（），对30307型圆锥滚子轴承，又参考文献1表13-1查得a=18mm，,=50+18=68mm.2）在水平面h = 64=1169.368 解得：=1242.4 n + =0 =-2411.7n总弯矩 =1

25、169.368= 79512.4nmm= 79.5nm3) 在垂直面v 径向力 =15.32nmm+= 64+15320=399.168 解得：=184.7n+=0 = -583.8n =399.168=27138.8nmm=27.14nm 4)从轴的结构图以有弯矩图中可以看出截面c是轴的危险截面。现将计算出的截面c处的、m的值列于表4.1中载荷水平面h垂直面v支反力f=1242.4 n =-2411.7n=184.7n =583.8n弯矩m=79512.4nmm=27138.8nmm总弯矩=82295.15nmm扭矩t 表4.16 按弯扭合成应力校核轴的强度校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截

26、面c的强度，根据参考文献2式（15-5）及表4.1中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，其对称循环应力时轴的许用弯曲应力为60mp a，故安全。7 轴轴承的校核1）考虑到轴承的跨度等问题，选择正装，并且ft=1169.3n;fr=399.1n;fa=383nn=960r/min =66.7 mm根据根据条件，轴承预计寿命查参考文献1表13-1可知，圆锥滚子轴承30307基本额定动载荷c=75200n， 2） 求两轴承受到的径向载荷和联系前面可知=184.7n 则 3） 求两轴承的计算轴向力由参考文献2表13-1查得圆锥滚子轴

27、承的派生轴向力 由于轴承正装，且 > 则轴承1“压紧” 轴承2“放松” 4）求轴承当量动载荷和 查参考文献1表13-1得 因轴承运转中有中等冲击载荷，按参考文献2表13-6，=1.21.8，取=1.3 则 5）验算轴承寿命 因为，所以按轴承2的受力大小验算，参考文献2式（13-5） >故所选轴承满足寿命要求8 轴键的校核轴共选用了两个平键，齿轮的周向定位键和联轴器的周向定位键 1）齿轮的周向定位键 8mm7mm22mm 键、轴和轮毂的材料都是钢，由参考文献2表6-2查得，许用挤压应力=100120mpa,取平均值=110mpa，传递的转矩t=38995.83n 键与轮毂键槽的接触高

28、度：k=0.57=3.5mm键的工作长度 l=l-b=18.5mm 齿轮处轴的直径=28mm由参考文献2式（6-1）得=110mpa所以满足强度要求。2）联轴器的周向定位键 8mm 7mm32mm传递的转矩t=38995.83n.mm 键与轮毂键槽的接触高度：k=0.57=3.5mm键的工作长度 l=32-7=25mm 齿轮处轴的直径 d=25mm=110mpa、 轴（输出轴）的结构设计1 求输入轴上的功率,转速和转矩前面已经求得：输出功率 ;转速；转矩 2 求作用在大齿轮上的力轴上的大锥齿轮与i轴的小锥齿轮配合，作用在大锥齿轮上的力与作用在小锥齿轮上的力大小相同，方向相反。=72.92mm;

29、圆周力ft=4414.5n；径向力f=1404.3n；轴向力 f=3890n3按扭矩初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理，按参考文献2式（15-3），取=112,按参考文献2式（15-3）估计轴的最小直径，根据小齿轮的材料要求，齿轮轴也选用与小齿轮一样的材料，即45（调质），硬度为217215hbs，得：输入轴最小直径是安装联轴器处轴的最小直径，为了使所选的轴与轴承的孔相适应 。同时考虑到轴承只受到径向力的作用。也考虑到有键 轴要大于5%7%，故查轴承初步选取0基本游隙组标准精度级的单列深沟轴承6009其尺寸为d×d×t=45mm×75mm×

30、;16mm ，且45mm大于轴的1.07倍所以取d=d=45mm。l=l=16mm+l(为套筒的长度)。4轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案轴的装配方案如图4.2所示（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度左端的滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册上查到6009单列深沟轴承的轴肩高度为h=3mm ，d=50mm 。 小齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂的宽度为70mm。为了使套筒面可靠地压紧齿轮，所以此略低于轮毂宽度 故取l=68mm，齿轮的右端采用轴肩定位，所以h=0.1d 所以h= 5mm 所以d=60mm 取齿轮距箱体内壁的距离a = 16 锥齿轮与圆柱齿轮之间

31、的距离c= 20mm 考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时 影剧箱体内壁一段距离s 取s =8mm 。 已知滚动轴承宽度t = 1mm ，大锥齿轮的轮毂长l为45mm则套筒的距离为l= a + s=24 mm ，所以l=40mm, l=20mm,l=45mm, l=50mm.查参考文献15-2，取轴端倒角为2，各轴肩圆角半径见图4.2.5 轴的弯扭合成应力校核轴的强度、轴承的校核和轴键的校核按照轴的标准进行校核计算。、轴的结构设计1 求输入轴上的功率,转速和转矩前面已经求得： 输出功率 ;转速；转矩2 求作用在大齿轮上的力轴上的为高速大齿轮，其分度圆直径=225mm查参考文献2式（10-

32、3）圆周力ft= =1941.8n；径向力f；法向载荷 3 按扭矩初步确定轴的最小直径按公式（15-2）初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为45钢 调质处理 根据表（15.-3）取a=112mm 于是得 =40.32mm 输出轴的最小直径显然是链轮段的轴直径 。4轴的结构设计（1）拟定轴上方案 轴的方案如图4.3所示（2） 根据轴向定位要求确定轴各段直径和长度链轮的直径可定，同时考虑有键所以可取d=45mm 而且链轮的轮毂为l= 18mm。所以可以选取l= 35mm . 因为取端盖的外端面与右端链轮的距离c = 30mm 又因为轴承端盖的中宽度为20mm 所以故l = 50mm 因为链轮左端需要