机械设计基础课程设计计算说明书

1、目录一、设计任务41、设计带式运输机传动装置的设计42、原始数据43、工作条件44、机器结构图4二、传动方案分析三、传动装置运动和动力参数计算5（一）、电动机的选择6（二）、传动比分配6（三）、传动装置的运动和动力参数7四、传动零件的设计计算5（一）、各主要尺寸计算8（二）、强度校核9五、轴的设计和计算11（一）、轴的材料选择和最小直径估计11（二）、轴的结构设计12（三）、轴的强度校核13（一）、高速轴的校核13（二）、低速轴的校核14六、键连接的选择和计算15（一）、高速轴上键的选择和校核15（二）、中间轴上的键选择和校核15（三）、低速轴的键选择和校核15七、滚动轴承的选择和校核33（一

2、）、轴承的选择16（二）、高速轴轴承的校核17（一）、低速轴轴承的校核18八、联轴器的选择20九、润滑、密封装置的设计21十、箱体的设计22十一、参考文献24一、设计任务计算项目计算及说明结果 设计任务1、设计带式运输机传动装置2、设计数据：1）运输带工作拉力：F=1350N2）运输带工作速度：V=1.6m/s3）运输带滚筒直径：D=260mm4）工作年限：10年（每年按300天计算）；3班制。3、工作条件工作中有轻微振动，单向运转，运送带速度允许误差为5；工作期限为10年，每年工作300天，三班制工作，一般用途；检修期间隔为3年。带式输送机传动装置运动简图4、机器结构如图1-电动机；2-V带

3、传动；3-斜齿圆柱齿轮减速器；4-联轴器；5-带式运输机构二、传动方案分析项目计算及说明结果1传动方式外传动为V带传动。2减速器类型减速器为斜齿圆柱齿轮减速器3方案优点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三、传动装置运动和动力参数计算计算项目计算及说明结果1电动机类型选择根据动力源和工作条件，选用Y型三相异步电动机2电动机容量选择1运输

4、机主轴上所需要的功率P=FV/1000=1250×1.5/1000=1.875KW2传动总效率传动装置的总效率：， 分别是：V带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），滚动轴承（深沟球轴承一对），联轴器（弹性联轴器），运输带的效率。查课程设计表2-3，取： 所以：3电动机输出功率电动机所需功率：Pd=KPw/=1×1.875/0.872=2.16kW 式中，取载荷系数 1查机械设计基础表16-1 取电动机的额定功率P=1.875KW=2.16kw=2.2kw3电动机转速选择滚筒的转速： n筒=60×1000V/D=60×1000×1.5/

5、5;240=119.43r/min电动机的合理同步转速： 取V带传动比范围(表2-2)24；单级齿轮减速器传动比36.则总传动比合理时范围为=624。故电动机转速的可选范围为n筒=（624）×119.42=7172867r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min 、1000 r/min和1500r/min综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选n=1500r/min 其满载转速为1420 r/min=1420 r/min4电动机型号确定根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L1-4。5传动比分配1、

6、 传动装置总传动比 ： i =nm/n=1420/119.42=11.892、 分配传动比： 取=4 带传动的传动比 =11.89/=11.89/4=2.9725=11.89=4=2.97256传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速： =1420 r/min=478 r/min = = =119.5 r/min =119.5 r/min2、各轴功率：=kw=2.07kw =kw=1.99kw =kw=1.95kw3、各轴转矩：=9550=9550=14.53 =9550=9550=41.36 =159.13 =155.93 =1420 =478 =119.5=119.5=2.07kw1.99

7、kw=1.95kw=14.53=41.36=159.13=155.93上述数据制表如下：参数轴名输入功率 （）转速（）输入转矩（）传动比 电动机轴2.16142014.532.9725轴（减速器高速轴）1.99 47841.364轴（减速器低速轴）1.95119.43159.13四、传动零件的设计计算计算项目计算及说明结果1选择材料、热处理方式和公差等级选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质处理， （考虑到齿轮使用寿命较长 (GB699-1988)；大齿轮材料取为：ZG310-570,调质处理， 选取齿轮为8级的精度（GB 100951998）45号钢大小齿轮皆调资处理8级精度2计算确定

8、传动的主要尺寸初选螺旋角 选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数 按齿面接触疲劳强度设计 式中： 1、中心距 式中： 查机械设计基础图11-1式中：；查表：；齿宽系数取：2、计算模数 取模数标准值3、计算中心距 mm圆整中心距，取4、修正螺旋角： 5、计算两齿轮分度圆直径 小齿轮 大齿轮 6、计算齿宽 取小齿轮齿宽（齿轮轴）；大齿轮齿宽（大齿轮）m=2mma=130mm3校核弯曲疲劳强度按课本P171表11-5取安全系数SH=1，SF=1.25ZH =2.5 ，ZE =189.8（课本P171表11-4）H1= H2 =Hlim1/SH=590/1MPa=590MpaF1= F2=0.7FE1/SF=0

9、.7×450/1.25MPa=252MpaZV1= Z1/ cos3=28.12ZV2= Z2 /cos3=112.48查查机械设计基础P173 表11-8，得YFa1=2.648 YFa2=2.23 查查机械设计基础P174 表11-9，得YSa1=1.62 YSa2=1.81 YFa1YSa1 /F1=2.648×1.62/252=0.017 YFa2YSa2 /F2=2.23×1.81/252=0.016 故用小齿轮进行弯曲强度校核 法面模数：=2(2kTII/dZ22 ×YFa2 YSa2 / F2 ×cos2)1/3=(21.3159

10、.131000/0.4/0.16 cos2)1/3=1.15满足弯曲疲劳强度4、验算齿面接触强度H=ZE ZH Z （2kTII/bd×u+1/u）1/2 =189.82.5（cos）1/2 (21.3159.1310005/58/52/52/4）1/2=304.77 Mpa H1= H2 =590Mpa验证安全5齿轮的圆周速度计算V=dnII /（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000 =1.3m/s对照机械设计基础P168 表11-2，选9级制造精度是合宜的齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零件图)名称 代号计算公式结果

11、小齿轮大齿轮中心距 130mm传动比4法面模数设计和校核得出2法面压力角略螺旋角一般为 全齿高 4.5齿数Z 略 25100分度圆直径 略52mm208mm齿顶圆直径=+256mm212mm齿根圆直径 dfdf =-249.5mm205.5mm五、轴的设计及校核计算1、输入轴的设计计算计算项目计算及说明结果1 选材1、因传动效率不大并对重量及机构没有特殊要求，故选择轴的材料为：选取45号钢，调质，HBS2302已知条件高速轴传递功率=2.07kw，转速=478r/min，小齿轮分度圆直径=52mm，齿轮宽度=58mm，转矩=413603、初算轴径2、初步估算轴的最小直径根据表15-3，取C=1

12、06，则mm考虑有键槽，将直径增大5%，则主动轴：dC(PI/nI) 1/3=d min1×(1+5%)mm=18.12mm由机械设计手册选d min1=20mm从动轴：dC(PII/nII) 1/3= 28.43mm取d min1=20mm4结构设计1、主动轴：带领宽度为= 取为50mm，则轴段（1）长度比带轮宽度略小，取=48mm。轴段（3.）与轴段（7）安装轴承。取7007AC轴承，故取mm 轴段（2）的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承盖等零件有关，综合考虑，取，。 高速轴轴段（5）上为齿轮，。轴段（4）与轴段（6）对称，起固定作用，综合比较，取，2、 从动轴：轴段

13、（3）与轴段（7）上安装轴承，取7009AC轴承，查表得其尺寸 D=75mm B=14mm，故取，取，从动轴轴段（4）上安装齿轮，其长度比齿轮宽度小23mm，比 稍大取其长度为 ，取 轴段（1）上安装联轴器，考虑到联轴器尺寸，取，.考虑到联轴器轴向固定及密封圈尺寸，取，。主动轴：=48mmmm从动轴：5强度校核主动轴校核从动轴校核主动轴：圆周力Ft=2T1/d1=2×41.36/52=1.59kN径向力Fr= Fttan/cos=1.59×tan20°/cos15°57=0.6kN轴向力Fa=Fttan=1.59×tan15.470=0.427

14、N按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算1 水平面H内的支座反力:FH1=FH2= Fr/2=0.6/2=0.3kN 2 铅垂平面V内的支座反力：RV1=RV2= Ft/2=1.59/2=0.795kN MH=50FH1=50×0.3=15kN·mm MV=50RV1=50×0.795=39.75kN·mmM合=(MH2+MV2)1/2=(152+39.752)1/2=42.48k N·mm校核轴的强度危险截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=4.248×10/0.1×583=2.178<-1原结构设计方案

15、符合要求从动轴：圆周力 Ft= 2T2 /d2=2×163.64/160=1.53KN径向力 Fr= Ft tan/ cos=2.05tan20。/cos18。20=0.58KN轴向力 Fa= Ft tan=2.05×tan18。20=0.41 KN按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算1 水平面H内的支座反力:FH1=FH2= Fr/2=0.58/2=0.29kN 2 铅垂平面V内的支座反力：RV1=RV2= Ft/2=1.53/2=0.765kN MH=50FH1=50×0.29=14.5kN·mm MV=50RV1=50×0.765=3

16、8.25kN·mmM合=(MH2+MV2)1/2=(14.52+38.252)1/2=40.91k N·mm校核轴的强度危险截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=4.091×10/0.1×583=2.097<-2原结构设计方案符合要求验证符合要求验证符合要求六、键连接的选择和强度校核计算项目计算及说明结果1主动轴键连接的选择主动轴外伸端d=25mm,考虑到键在轴中部安装，故选键6×30GB/T1096-1990,b=10mm,L=30mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2

17、T/dkl=2×41360/25×3×48 =22.98Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格验证合格2从轴键连接的选择从动轴外伸端d=35mm,考虑到键在轴中部安装，故选键10×55GB/T1096-1990,b=10mm,L=50mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2T/dkl=2×159130/35× 3×50 =60.63Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格验证合格3从动轴与齿轮联接处键连接的选择从动轴与齿轮联接处d=50mm,考虑键槽在

18、轴中部安装，故选键16×50 GB/T1096-1990,b=16mm,L=50mm,h=10mm,t=6mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力p=100MPap=2T/dkl=2×159130/58×4×50 =27.44Mpa<R(100Mpa)则强度足够，合格验证合格七、滚动轴承的选择和校核计算项目计算及说明结果1条件根据条件，轴承预计寿命10年，要求一天工作24小时，一年工作日为300天，得24×300×10=72000小时2轴承选择1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=25mm 大齿轮轴

19、的轴承内径d2=35mm由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承,查手册:小齿轮轴上的轴承选择型号为7007C大齿轮轴上的轴承选择型号为7009C7007型号的轴承的主要参数；d=35mm D=62mm B=14mm Cr=19.5KN 14.2KN7009型号轴承的主要参数：4525.820.575163轴承的校核主动轴轴承校核从动轴轴承校核小齿轮轴的轴承（1）计算轴承的轴向载荷和径向载荷小齿轮轴的轴向力Fa1=427NA端轴承所受的径向力FRA=(RAH2+RAV2) 1/2=(431) 2+(300) 2 1/2=525.1NB端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2)

20、1/2=(2360.7) 2+(300) 2 1/2=2125.1N两轴承的派生轴向力查表得:FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=357N则FSB=0.68FRB =1445.1N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa1水平向右有FSA + Fa1=357+427=784N<FSB因而轴有向左移动的趋势，即轴承A被压紧，轴承B被放松FAa=Fa+FSB=-427+1445.1=1018NFAb=FSB=1445.1N（2）计算当量动载荷FAa/FRA=1018/427=2.38>0.68FAb/FRB=1445/2415=0.68查手册，得:P1= (0.41FRa+0

21、.87FAa)= (0.41×612.2+0.87×890)=1025.3NP2= FRB= 1642.2N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命 (3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60×960）×(22500/1×1445)3=44649.8h>40000h预期寿命足够2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷Fa=727.47NA端所承受的径向力FRA=(

22、RAH2+RAV2) 1/2=(150) 2+(602.2) 2 1/2=620.6NB端轴承所受的径向力FRB=(RBH2+RBV2) 1/2=(1354.4) 2+(602.2) 2 1/2=1482.2N两轴承的派生轴向力查表得:FS=0.68FR 则FSA=0.68FRA=422.0N则FSB=0.68FRB =1007.9N 由于FSA水平向右FSB水平向左 Fa2水平向右有: FSA + Fa2=422+889.89=1311.9N>FSB=1007.9N因而轴有向右移动的趋势，即轴承B被压紧，轴承A被放松FAa=FSa=422NFAb=FSB=Fa+Fsa=1311.9N（

23、2）计算当量动载荷FAa/FRA=422/620.6=0.68=0.68FAb/FRB=1311.9/1482.2=0.885查手册得:P1= (0.41FRa+0.87FAa)= (0.41×620.6+0.87×422)=622NP2= FRB=1445N P2 >P1所以只需校核轴承2的寿命(3)轴承寿命计算由于有轻微冲击，故由表13-6，取fp=1.2工作温度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0轴承2的寿命为:LH=106/60n(ftC/fpP) 3=106/（60×960）×(28500/1.2×1445)3=6957

24、5h>40000h此轴承合格验证合格验证合格八、联轴器的选择计算项目计算及说明结果1联轴器类型根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴 选用弹性柱销联轴器。2联轴器型号确定轴的最小直径d min1=20mm，则联轴器的最小直径为20mm，有HL1 HL2两种型号型号公称转矩Tn轴孔直径轴孔长度HL116020 22 （24）52HL231520 22 2452弹性主销联轴器中考虑到转矩变化小，取KA1.3Tn=KaTw=1.3×155.93 N·m=202.71 N·m因此选择HL2型号弹性柱销联轴器选用HL2九、减速器润滑和密封方式的选择计算项目计算及说明结果1、润滑齿轮传动的圆周速度V=dnII /（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000=1.3m/s因为：，所以采用浸油润滑；查表，选用LAN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，单不应少于10mm。对轴承的润滑，因为：，采用脂润滑，只需要填充轴