机械设计课程设计说明书封面与格式参考

1、.机械设计基础课程设计专业 ：金属材料工程班级 ：金属材料 131姓名 ：柳 朋学号 ：150513109指导老师 ：周雪峰完成时间：2016年4月日.设计任务书一、设计题目带式输送机用单级直齿圆柱齿轮展开式减速器，他的主要功能是通过输送带运送机器零部件或其他物料。其传动简图如下图所示，主要由电动机 1、联轴器2、减速器 3、联轴器 4、驱动鼓轮 5、输送带 6 等组成。二、已知数据题号123456参数运输带工作拉力F（ N）140014501500155016001650运输带工作速度v（ m/s）1.61.551.51.451.41.35卷筒直径 D（ mm）300300300300300

2、300三、工作条件输送机单向旋转，稍有振两班制工作，使用期限 10 年，小批量生产，输送带速度允许误差： ±5%。.目录一、设计任务 - 2二、传动方案分析 - 4三、电动机的选择和计算 - -5四、一级齿轮的设计计算及结构说明 - - 7五、 v 带的设计计算及结构说明 - -13六、轴的设计计算及校核 - -14七、滚动轴承的选择及寿命校核 - -16八、键的选择与校核 - -18九联轴器的选择 - -19十减速器润滑方式、密封形式 - -19十一 .箱体主要结构尺寸 - -21十二 .参考文献 - -21十三 .设计总结 - -22.课程设计计算书计算设计计算内容及说明项目一

3、、机械设计课程设计是我们第一次较全面的机械设计训练，是机设 计械制图、工程力学、公差配合与技术测量、 机械制造技术基础和目的机械设计课程重要的综性与实践性教学环节。其基本目的是：(1)通过机械设计课程的设计，综合运用有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2).学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3).进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等） 。我们这次的设计题目是 带式输送机 ，他的主要功能是通过输送带运送机器零部件或其

4、他物料。 我们组根据设计任务对闭式一二 、级圆柱齿轮减速器传动方案进行了分析和讨论。传 动如图所示，带式输送机由电动机驱动。 电动机通过联轴器将方 案分析动力传入圆柱齿轮减速器， 再通过联轴器， 将动力传至输送机滚筒，带动输送带工作。方案中 .主要结果采用的是闭式两级一柱齿轮减速器.计算项目三、电动机的选择和计算设计计算内容及说明1.电动机的的选择(1) 工作机的功率 PwPw =F ? v15001.610001000 ? wwdPw15001.62.80KWP =?1000w卷筒轴的工作转速nw =6010001. 6? D=6010001. 6? 250 122.23r/min按推荐的合

5、理传动比，i 带=24 ， i 齿轮 =36所以 i 总 =624电动机的工作转速n=i 总 * nw=（）624 x122.23n=（ 733.382933.52） r/min(2) 总效率 = 带 轴承齿轮 联轴器滚筒 0.95 0.9875 0.975 0.96 0.99 0.869(3) 所需电动机功率 PdP P /=2.433/0.869=2.80(kW) d w查简明机械设计手册附表8 得 Pcd=4Kw选 Y160M1-6n 满 = 960 (r/min)2. 传动比的分配.主要结果选Y132M1-6n满 =960(r/min).i 总 = n 满 /n=960/122.23=

6、7.854取齿轮 i 1=3.5取带 i2 =2.23. 动力运动参数计算(1) 转速 nn0 = n 满=960 (r/min)n1 = n0=960 (r/min)n2 = n1/ i1 =960/3.5=274(r/min)n3 = n2 /i2 =274/2.2=124 (r/min).计算项目设计计算内容及说明主要结果(2)数据列表如下轴号功率扭矩转速 N/传动比效率P/kW(r/min)iT/(N/m)输入输入电 动427.859603.50.97机 轴3.7594.55274i12=3.5I =2.2232.20.963.56199.7012410.97工作3.42193.712

7、4机轴1.选材料，确定初步参数：(1)选材：由 表 18-4机械原理与机械设计四一级齿小齿轮：选用 40Cr 调质，平均取齿面硬度为 260HBS。轮的设计大齿轮：选用 45 钢调质，平均取齿面硬度为 230HBS。 小齿轮：计算及结(2)初选齿数：选用构说明40Cr调取小齿轮数为 Z1=25质大齿轮数则为 Z2= Z1 ×i1 =3.5 25=88×大齿轮：选用 45(3)选择齿宽系数d 和传动精度等级钢调质Z1=25参照表 18-12，取 d=1。Z2=88参照表 18-2，选择 8 级精度等级。(4)确定载荷系数 K查表 4-25课程设计实例与机械设计 骆素君主编，得

8、： K=1.2.计算项目设计计算内容及说明主要结果2. 齿面接触疲劳强度计算(1) 确定作用接触应力 H 由表 18-21 ，取接触疲劳极限H lim 1 720MpaH lim 2580Mpa参照表 18-11，取安全因数 S =1H许用接触应力H1 =(H lim 1×ZN1)/ S =(720 ×0.92) / SH=662.4 MpaHH 2=(H lim 2 ×ZN2 )/ SH =(580 ×0.96) / SH =556.8 Mpa(2)弹性系数Z E，由表 18-9， Z E=190Mpa(3)带点区域系数ZH ，由图 18-20 ，取

9、ZH=2.5(4)所需小齿轮直径d12KT11ZEZH Z)2d1 333 (d H2321.27.16 10434.3 13 (1902.5 0.879 ) 21=14.3556.8d =50mm2d =220mm=49.2mmm=2mm(5)确定中心距模数等主要几何参数135a12mm取 Z1=25 Z2= Z 1*u=20*2.2=88 m= d1/Z 1=49.2/25=2圆整模数，取 m=2则 d =m×Z =2.5 ×25=50mmd =m×Z=2.5 ×88=220mm1122则大齿轮宽 b2=d×d1=50mm小齿轮宽 b1=6

10、0mmd1d250220mma12213523. 齿根抗弯疲劳强度验算(1) 求许用弯曲应力 F 由 N1=1.54 ×109N 2=3.57 ×108由图 18-25，取寿命系数Y N1=Y N2 =1.计算项目设计计算内容及说明主要结果由图 18-6,分别取极限应力F lim 1 =290 MpaF lim 2=270 Mpa由图 18-26，取尺寸系数Y x =1表 18-11，取安全系数SF=1.25则许用弯曲应力F1=2F lim 1×YN1 ×Yx = 229011 =464 MpaSF1.25F2=2F lim 2×YN2 

11、15;Yx = 2 22011 =352 MpaSF1.25(2)齿形系数 Y Fa1,YFa2，由图 18-23，取Y =2.80YFa2=2.21Fa1(3)应力修正系数 YSa1 ,YSa2 ，由图 18-24，取Y Sa1=1.55Y Sa2 =1.77(4)校核齿根抗弯疲劳强度，齿根弯曲应力F1=2KT1 ×Y Fa1×Y Sa1×Y=2 1.27.16 104×2.8 ×1.55 ×0.6bd1m5050 2.596=83Mpa F1F 2 = F1×YFa 2YFa 2=83×2.211.77=75

12、Mpa F 2YFa1YFa 12.81.55抗弯疲劳强度足够。4.轮的几何尺寸计算(1) 齿顶圆直径 dada =54mmd a1d12ha1( Z12ha *) m( 2521)2154( mm)da2=180mmd a2d22ha 2( Z22ha *) m( 8821)2180( mm)全齿高 h(c*0.25).h( 2ha *c *) m( 210. 25)24. 5( mm).计算项目设计计算内容及说明主要结果齿厚 SPm3. 142S223. 14( mm)2齿根高hf( ha *c *) m2. 5( mm)齿顶高haha * m2( mm)齿根圆直径 d fdf 1d1h5

13、022. 5mm2f45()df 2d22hf22022. 5215(mm)5.轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用实心打孔式结构大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径 d40mm轮毂长度l 与齿宽相等l50( mm)轮毂直径D11.6d1.64064(mm)取D175( mm)轮缘厚度010(mm)轮缘内径 D 2D 2d a 22h2022025.6210188.8(mm)圆整，取 D 2185(mm)腹板厚度c16(mm)腹板中心孔直径D0130(mm).计算项目设计计算内容及说明主要结果腹板孔直径 d 020(mm)齿轮倒角取 n2(mm)齿轮工作图如下图所示五、V 带1. 确定计

14、算功率设计计算由公式 PC=KA× P 可确定计算功率PC及结构说式中： P所需传递的额定功率，kw明KA 工作情况系数根据原动机的工作条件，查1 表 10-7 得 KA=1.3pc=1.3*4=5.2Kw.计算项目设计计算内容及说明主要结果2、带型号的选择根据 PC=5.2kw，小带轮的转速 n1=960r/min，查【 1】图选定 V 带的型号为 A 型3、确定带轮的基准直径并验算带速(1)初选小带轮的基准直径1dd查表可知，小带轮基准直径的推荐值为80 100mm，取小带轮的基准直径为90mm（ 2）验算带速 由公式：V= d1n1/(60*1000)计算可知 ，v=6.69

15、（m/s）一般条件下应控制在5m/s 25m/s,可知带速合适。（ 3）计算并确定大带轮的基准直径d2。i=n1/n2=960/274=3.5d2=d1*i=315（ 4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d由公式 :0.7(d1+d2) a02（ d1+d2）得出 283.5mma0 810mm 去 a0300mmL0=2a0+/2 (d1 +d2)+(d2-d1)/4a0L0=1191.45 取 Ld=1400根据公式aa0+（L d-L 0） /2a=404.28mm小带轮包叫 a1=1800-（L d-L 0）/a*57.30a1=154.54120.计算项目设计计算内容及说明

16、主要结果六、轴的1.轴的选材及其许用应力设计计算查机械原理与机械设计轴，轴，轴选 40Cr及校核钢，调质处理， HBS=241266,b750s 550Mpa ，1350Mpa ， C1 100d132 mm2.按扭矩估算最小直径轴d 235mmP17.27d1 C 3110322(mm)n1970d350mm标准直径 d132( mm)轴 d2 C 3P21103 6.9133.3( mm)n2225选取标准直径 d 235(mm)轴 d 3P31003 6.5747.50(mm)C1 3n368选取标准直径d 350( mm)3.轴的结构设计根据轴上零件的定位、 装拆方便的需要， 同时考虑

17、到强度的原则，所有轴均设计为阶梯轴。4轴的强度校核切向力 Ft 42T32932.4103d 46031080(N )径向力 Fr 4Ft 4tan31080tan 2011312 .2( N )RHARHBFt 431080( N ).计算项目设计计算内容及说明主要结果RHBFt 45510487(N )10855RHA20592( N )M HCRHA55 10320592 55 10 31133(N m)RVARVBFr 411312 (N )RVBFr 4553817( N )10855RVA7495(N )MVCR 55 1037495 55 10 3412( N m)VC轴按脉动转

18、矩所以0.6T932( Nm)查课本表 20-4 1b 75MeM C(T ) 2412( 0.6 932) 2280(N m)d3103Me2801b 10333.4(mm)0.10.175考虑键槽 d333.41.0536.40 60所以强度足够.计算项目设计计算内容及说明主要结果七、滚动考虑轴受力较小且主要是径向力，故选用的是单列深沟球轴轴承的选承轴 6008两个，轴 6009 两个，轴选用6011 两个择及寿命(GB/T276-1994)校核寿命计算：轴Ft12T1271.6103d1502387( N )Fr 1 Ft 1 tan 2023870.36 868( N )因为两轴承承受

19、纯径向载荷P1Fr 1868(N )查机械原理与机械设计表21-7X=1,Y=0基本额定载荷Cr25.5(KN )查表 21-9ft13L10h106f t Cr)1061 25.5103)3(P160(868预60n1960435651( h )期寿命为： 10 年，两班制L103301652800( h )L10h所以轴承 6008 合格轴2T22292103Ft 38652(N )d367.5Fr 3Ft 3 an2086520.36 3114( N )因为两轴承承受纯径向载荷P2Fr 33114( N ) 查机械原理与机械设计表21-7选用深沟球轴承轴轴 6008轴 6009轴 601

20、1.计算项目设计计算内容及说明主要结果X=1,Y=0基本额定载荷C r25.5(KN ) 查表 21-9f t13L106( f tCr )10h60n2P260106( 125. 5103)3124311474007. 6h预期寿命为： 10 年，两班制L103301652800( h) L10h所以轴承 6009 寿命合格轴Ft 42T32932.4103d 42308108( N )Fr 4Ft 4 tan 2081080.36 2919( N )因为两轴承承受纯径向载荷P3Fr 42919( N )查表X=1,Y=0基本额定载荷C r25.5(KN )查表 21-9ft13L10h10

21、6( f tCr)106( 125. 5 103)360n3P360642661. 14196446( h)预期寿命为： 10 年，两班制L103651652800( h )L10h所以轴承 6011 寿命合格.计算项目八、键的选择与校核设计计算内容及说明1.号轴外伸端 d=32选键 1050， b=10， l=50，h=8.选择 45 号钢，其许用挤压应力 p =150 Mpap =2T271.610 3=32 40=28 Mpa pdl k4则强度足够，合格2.号轴 d=40选键 12×8，l=48，选择 45 号钢，其许用挤压应力 p =150 Mpap =2T2292103=

22、38 40=96 Mpa pdl k4则强度足够，合格3.号轴外伸端 d=50，中间连齿轮轴d=60选键 18×11， l=60，选择 45 号钢 B 型，其许用挤压应力 p =150 Mpap =2T=2932.4103pl5060=138 Mpa dk4.5p =2T=2932.4103pl47.560=119 Mpa dk5.5则强度足够，合格.主要结果轴 d=32b×h×l=10 ×8×50轴d=40b×h×l=12 ×8×40轴 d=50b×h×l=18 ×11&#

23、215;60.计算项目设计计算内容及说明九联轴由于减速器载荷平稳， 速度不高，无特殊要求， 考虑装拆器的选择方便及经济问题，选用刚弹性套柱销联轴器1. 减速器进口端T1 73.8( N ? m)选用 TL6 型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器， 采用 Y型轴孔， A 型键，轴孔直径 d=3240mm,选 d=32mm,轴孔长度为 L=50mm2. 减速器的出口端T4 932.4( N ?m)选用 TL9 型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器， 采用 Y型轴孔， C 型键，轴孔直径 d=5071mm,选 d=50mm,轴孔长度为 L=60mm十减速器润滑方式、密封1

24、润滑方式形式齿轮采用浸油润滑，由于低级周向速度为78m/min,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为19mm.则 2号齿轮的浸油高度为 14mm。选用 150 号机械油（GB443-1989）。轴承用润滑脂润滑，因为采用了挡油环结构。2.密封形式（1）.箱座与箱盖凸缘结合面的密封选用在结合面涂密封漆或水玻璃的方法。（2）.观察孔和油孔等处接合面采用在与机体之间加石棉橡.主要结果选用 TL6型d=32mm,轴孔长度为L=50mmY 型轴孔，A 型键选用 TL9 型d=50mm,轴孔长度为L=60mmY 型轴孔，C 型键.胶纸、垫片进行密封。（3）.轴的外伸端与轴承端盖的密封采用半粗羊毛毡加以密封。.计算项目设计计算内容及说明主要结果十一 .箱体主要结箱座壁厚 =10mm构尺寸箱座凸缘厚度 b=1.5mm,15mm箱盖厚度 1 =8mm箱座凸缘厚度 b1=12mm箱底座凸缘厚度 p=2.5,=25mm齿轮轴端面与箱体内壁距离L=10mm大齿轮端面与箱体内