设计说明书角接触球轴承

1、.'课程设计课程名称机械设计基础题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级学号学生姓名指导教师200年月日;.'目录机械设计基础课程设计任务书.1一、传动方案的拟定及说明.3二、电动机的选择 .3三、计算传动装置的运动和动力参数.4四、传动件的设计计算 .6五、轴的设计计算 .15六、滚动轴承的选择及计算.23七、键联接的选择及校核计算.26八、高速轴的疲劳强度校核.27九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 .30十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择 .31 参考资料目录;.'题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓名学号一、课程设计的内容设计一带式运输机

2、传动装置（见图 1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图 2 为参考传动方案。DFv动力及传动装置图 1 带式运输机传动装置图 2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件：1运输带工作拉力：T=450NmkN ；2运输带工作速度：v = 0.8m/s；3卷筒直径：D =350mm ；4使用寿命：8 年；5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。;.'三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1 张；2零件工作图2 张（轴、齿轮各1 张

3、）；3设计说明书1 份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备 : 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教 1-201第 18 周一传动装置的总体设计 : 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数第 18周一二教 1-201传动零件设计计算 :至第 18 周二带传动、齿轮传动主要参数的设计计算减速器装配草图设计 : 初绘减速器装配草图； 轴系部第 18周二三件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算;减教 1-201至第 19 周一速器箱体及附件的设计第 19周二四完成减速器装配图 :教 1-201至第 20 周一五零件工作图设计教 1-201第 20 周周二

4、第20周六整理和编写设计计算说明书教 1-201周三至周四七课程设计答辩工字 2-617第 20 周五五、应收集的资料及主要参考文献1 孙桓 , 陈作模 . 机械原理 M.北京：高等教育出版社，2001.2 濮良贵 , 纪名刚 . 机械设计 M.北京：高等教育出版社，2001.;.'3 王昆 , 何小柏 , 汪信远 . 机械设计 /机械设计基础课程设计M.北京：高等教育出版社， 1995.4 机械制图、机械设计手册等书籍。发出任务书日期： 2008年 6月23日指导教师签名 ：计划完成日期：2008年 7月11日基层教学单位责任人签章：主管院长签章：;.'设计计算及说明结果一、

5、传动方案的拟定及说明传动方案给定为三级减速器 （包含带轮减速和两级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nW ，即601000v601000243.67 r minnWD320nW43.67 r min二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 卷筒的输出力 F=T/r=2571.438NFv2571.4380.8卷筒轴的输出功率 PW10002.056kW10002) 电动机输出功率 dPdpWPW2.056kW传动装置

6、的总效率23212345式中， 12 . 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书 1 表 2-4 查得：弹性联轴器 10.99 ；滚子轴承 2 0.99 ；圆柱齿轮传动30.97 ；卷筒轴滑动轴承 40.96 ；V 带传动 5 =0.96则0.960.9940.9720.990.960.825故PdpW2.0562.49kW0.8250.8253电动机额定功率 PedPd 2.49kW;.'设计计算及说明结果由1 表 20-1 选取电动机额定功率Ped3kW4电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围 i24 34

7、，则电动机转速可选范围为ndn i 243.67 (21 34) 917 1484r / minW可见只有同步转速为960r/min的电动机均符合。选定电动机的型号为 Y132S-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速HDXEY132S-63KW1000r/mi132M38X80n5、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1）、总传动比 i=n0/n w=21.982) 、分配传动比假设 V 带传动分配的传动比 i12 ，则二级展开i =10.99式圆柱齿轮减速器总传动比。 i10.99i=i1二级减速器中：高速级齿轮传动比 i 21.4* i。1.4 * 12.153.85i低速级齿轮传

8、动比i 。 12.152.85i 2 =3.85i34.12i 2i 3 =2.85三、计算传动装置的运动和动力参数1各轴转速减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：轴、轴、轴。各轴转速为：;.'设计计算及说明n 0nm960r / minnnm960480r /mini21nn480124. 67r/ mini3 .852nn124. 6743. 74r/ mini 32. 852各轴输入功率按电动机所需功率 Pd 计算各轴输入功率，即电动机的输入功率， P0Pd2.49kW第一根轴的功率， PPd52.490.962.39kW第二根轴的功率， PP232.390.990.97

9、2.29kW第三根轴的功率， PP2 32.290.96 0.972.13kW3各轴输入转矩 T(N?m)T09.55 106P0 9.55 106 2.49N mm 24770N mmn0960T 9.55 106 P1 47550N mm n1T 9.55 106 P2 17541N mmn2T 9.55 106 P3 46505N mmn3将计算结果汇总列表备用。项目电动机高 速 轴中 间 轴低 速 轴N 转 速（ r/min960480124.6743.74）P 功 率2.492.392.292.13（kW）转矩 T(N24.7747.55175.41465.05?m)i 传动比23.

10、852.85效率0.960.990.97结果n0 960r / min n 480r / minn 124.67r / min n 43.74r / minP02.49kWP 2.39kW P 2.29kW P 2.13kWT024770N mmT47550N mmT 17541N mm T 46505N mm;.'设计计算及说明结果四、传动件的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：单班制（共8h），连续单向运转，载荷平稳，所需传递的额定功率p=2.49kw 小带轮转速 n1960r / m大带轮转速 n2480r / m ，传动比 i 12 。设计内容包括选择带的型号

11、、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经按5 选择了 V 带传动，所以带的设计按 V 带传动设计方法进行）1）、计算功率 papa = K AP1.12.49kw2.739kw2) 、选择 V 带型根据 pa 、 n1 由图 8-10 机械设计 p157 选择A 型带（ d1=112140mm）3）、确定带轮的基准直径dd 并验算带速 v(1) 、初选小带轮的基准直径 dd ，由（机械设计 p155 表 8-6和 p157 表 8-8 ，取小带轮基准直径d d1 125mmV=6.28m/s（2）、验算带速 vvdd 1 n1125 960

12、m / s 6.28m / s601000601000因为 5m/s<19.0m/s<30m/s, 带轮符合推荐范围dd 2 =250mm（3）、计算大带轮的基准直径根据式 8-15d d 2i dd12125mm250mm ，初定 dd 2 =250mm（4）、确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Lda、 根据式 8-20机械设计 p1520.7(dd1dd2 )a02(dd1dd2 )0.7(125250 )a 02(125 250 );.'设计计算及说明262.5a750初定中心距 a0 =500mmb 、由式 8-22 计算带所需的基准长度d d12l 0 =2

13、a0 + 2d d 2d d1d d 24a0=2×500+×0.5 ×（ 125+250）+（ 250-125）（250-125 ）/4×5001597mm由表 8-2 先带的基准长度 l d =1600mmc. 计算实际中心距a a0 +( l d - l0 )/2 500+（ 1600-1597）/2 501.5mm中心距满足变化范围 :262.5 750mm（5）. 验算小带轮包角1 180° - （ d d 2 - dd 1 ） /a ×57.3 ° 180°- （250-125 ）/501.5 

14、5;57.3 ° 166°>90°包角满足条件（6）. 计算带的根数单根 V 带所能传达的功率根据 n1 =960r/min和 dd1 =125mm表 8-4a用插值法求得p0 =3.04kw单根 v 带的传递功率的增量p0已知 A 型 v 带，小带轮转速 n1 =960r/min转动比i=n1 =dd 1 / d d 2 =2n2查表 8-4b 得p0 =0.35kw计算 v 带的根数查表8-5得包角修正系数k =0.96, 表 8-2得带长修正系数结果a0 =500mml d =1600mm1 166°.'设计计算及说明结果k L =0

15、.99pr =( p0 +p0 ) × k × k L =(3.04+0.35)×0.96 ×0.99=5.34KWZ= pc =7.29/5.34=1.37V带取 2 根.故取 2根.Pr（7）、计算单根 V 带的初拉力和最小值( 2.5 k ) pc+qVV=190.0NF0 min =190.0NF0 min 500*ZVk对于新安装的 V 带 , 初拉力为 :1.5 F0 min =285N对于运转后的 V 带 , 初拉力为 :1.3 F0 min =247N（8）计算带传动的压轴力FPFP =754NFP =2ZF0 sin(1 /2)=754

16、N（9）. 带轮的设计结构A. 带轮的材料为 :HT200B.V 带轮的结构形式为 : 腹板式 .C 结构图（略）2、齿轮传动设计选择斜齿轮圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB<=350HBS),8级精度 , 查表 10-1 得小齿轮40Cr调质处理HB1 =280HBS大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS2) 、按齿面接触强度计算 :取小齿轮 z1=22，则 z2 =i 2 z1 ， z2 =223.85=84.7 ，取 z2 =86 并初步选定 11°.'设计计算及说明确定公式中的各计算数

17、值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图 10-30 选取区域系数 Zh=2.425c. 由图 10-26 查得0.76 ,0.84 , 则121.6012d. 计算小齿轮的转矩 : T147.55 Nmm 。确定需用接触应力e. 由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf. 由图 10-2 查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸, 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力lim 1 =600MPa大齿轮的为lim 2 =550MPah. 由式 10-13计算应力循环

18、次数N160n jLh60 4801(8 1 8 300)5.521091N 25.5210 91.4393.85i. 由图 10-19取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90K HN 2 =0.96H1= KHN1lim 1/S=540 MpaH2 =K HN2lim 2/S=528 MpaH=(H 1 +H2 )/2=543 Mpa3）、计算（1) 计算齿宽 B 及模数 mntB=d d1t =1X51.9mm=51.9mmmnt = d1t cos/ z1=2.038mmH=2.25 mnt =5.19mmB/H=51.9/5.19=10（3）、计算纵向重合度结果1.60N15.52

19、109N21.4310 9H 1540MpaH 2528MPa=1.704;.'设计计算及说明结果=0.318 d z1 tan =1.704（4）、计算载荷系数K=2.001由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 :KA 1,KV1.15, KH1.45, KF1.35, KHKF 1.2d1 =44.89故载荷系数K K AKV KHK H 1 1.15 1.45 1.22.001（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，mn12mm由式 1010a 得d1 = d1t3 k =44.89mmKt（6）、计算模数 mntmnt = d1 Cos /Z1=1.99

20、mm4）、按齿根弯曲强度设计由式 10-172KT1YF 1Ysa1 cos23mn1a (u 1) z12F1(1) 、计算载荷系数 :K KAKVK FK F 11.15 1.21.35 1.863(2) 、根据纵向重合度=1.704, 从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.85(3) 、计算当量齿数齿形系数2223.30 ， zv28691.1zv1cos3 11cos3 11（4）、由 1 图 10-5查得 YFa 1， YFa 22.212.72由表 10-5 查得 YSa11.57， YSa 21.776由图 10-20C 但得FE 1 =500 MPa FE 2=380 M

21、Pa由图 10-18 取弯曲疲劳极限 K FN 1 =0.85,K FN 2 =0.88;.'设计计算及说明结果计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得:F 1 = K FN 1FE 1/S=303.57 MPaF 2 = K FN 2FE 2/S=238.86 MPa（5）、计算大小齿轮的YF 1Ysa1 ，并比较F1YF 1Ysa12.721.570.0147F 1303.57YF 2Ysa22.2681.7940.01704238.84F 2且 YF 1Ysa1YF 2Ysa 2，故应将 YF 2Ysa2 代入 1 式（ 11-15 ）计算。F 1F 2

22、F 2（6）、计算法向模数mn1 32KT1YF1Ysa1 cos2a (u 1) z12F 132 1.863 4.189 104 0.85 cos2 151.4811.62020.01704对比计算结果 , 为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径d1 =44.89mm来计算应有的数 , 于是有 :取 mn12mm；d1 cos44.89cos1522.03 ，故取（7）、则 zz1=2212mn. 则 z2 =i2 z1 =8.47 ，取 z286a1 =110mm（8）、计算中心距mn (z1 z2 )2(2286)110.09mma12cos112cos”115 524取 a1=1

23、10mm（9）、确定螺旋角d1 =45.58mm;.'设计计算及说明结果1arccos m n ( z1z2 )d 2 =186.42mm2 a2(2286 )arccos11 .47B244mm，2 110（10）、计算大小齿轮分度圆直径 :B152mmd1 =Z1 mn44.89mmcos11.47d 2=Z2mn175.10mmcos11.47（11）、确定齿宽b2a d1 144.8944.89mm取 B2 44mm ， B1 52mm5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB<=350HBS),8级精度

24、, 查表 10-1 得小齿轮40Cr调质处理HB1 =280HBS大齿轮45钢调质处理HB2=240HBS2）、取小齿轮34= i3337 =1054z =37，则 zz 2.85取 z =105，初步选定 11°3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图 10-30选取区域系数 zH2.425c. 由图 10-26查得 10.76, 20.85,则11.612d. 计算小齿轮的转矩 :T2 175.41N mm;.'设计计算及说明结果确定需用接触应力e. 由表 10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=1

25、89.8MPaf. 由图 10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效, 故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸, 然后验算轮齿的弯曲强度, 查表 9-5 得齿轮接触应力lim 1 =600MPa大齿轮的为lim 2=550MPah. 由式 10-13 计算应力循环系数N160n1 jL h601241(8 1 8 300) 1.43108N 29.8671080.51082.85i.由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.96K HN 2 =0.97H 1= KHN1lim 1/S=576MpaH2 =K HN 2lim 2H=(H1+H2/S=53

26、3.5 Mpa)/2=554.8 Mpa4）、计算（1）、计算齿宽 b 及模数 mntB= d d1t =1X65.87=65.87mmmnt = d1t cos /z1 =1.75mmH=2.25 mnt =3.93mmb/h=16.76(3) 、计算纵向重合度=0.318 dZ1tan =1.704K=1.960a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得 :K A1, KV1.12, K H1.458,K F1.36,K HK H1.2故 载荷系数（ 4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a 得;.'设计计算及说明结果kd1 = d1t 3=75.5

27、8mm（5）计算模数 mntmnt = d1 cos / z3 =2.005mm5）、按齿根弯曲强度设计由式 10-17mn12KT1YF 1Ysa1 cos23a (u1)z12F1a 上式中 K K A KVK FK F1 1.121.2 1.36 1.829b 根据纵向重合度=1.704, 从图 10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.85c 计算当量齿数齿形系数zv13739.19105111.23， zv23cos 11cos 11由1图 10-5 查得 YF 12.72， YF 22.292由图 10-20C 但得FE 1=500 MPaFE 2=380 MPa由图 10-18 取

28、弯曲疲劳极限 K FN 1 =0.86,K FN 2 =0.89d 计算弯曲疲劳应力 : 取安全系数 S=1.4, 由 10-12 得:F 1=K FN1FE 1/S=307.14 MPaF 2=KFN2FE 2/S=241.57 MPaYF 1Ysa12.715 1.571 0.01363e 比较F 1307.142.212 1.772YF 2Ysa20.01623241.57F 2且 YF 1Ysa1YF 2Ysa 2，故应将 YF 2Ysa2代入 1式（ 11-15 ）计算。F 1F 2F 2f 法向模数;.'设计计算及说明3 2KT1YF 1Ysa1 cos2mn11) z12

29、a (uF 13 2 1.829 1.56 1050.85 cos2 150.01652.26311.61202对比计算结果 ,为同时满足接触疲劳强度, 则需按分度圆直径d1 =75.58mm来计算应有的数 , 于是有 :取 mn1 2mmz3 37. 则 z4 105g 中心距mn (z1 z2 )2(37 105)145mma12cos112cos取 a1=145mm h 确定螺旋角1 arccos mn (z1z2 ) 2aarccos 2 (37 105)11.762 145i 计算大小齿轮分度圆直径 :Z3mnd3= cos11.7675.586mmd4=Z4 mn214.414mm

30、cos11.76J 齿宽B4a d3 58取 B458mm ， B3 64mm4) 、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为结果mn12mmz337z4105a1 =145mm1 =11.76d3 =75.586mmd4 =214.414mmB4 58mm， B3 64mm;.'设计计算及说明结果Ft12T124.191104d145.581839NFr1Ft1 tgn18.9tg 20693Ncoscos11.471Fa1Ft 1tg 11839 tg11.47496NFt 22T

31、224.603105d34461N206.36Fr2Ft 2 tgn4461 tg 201675Ncoscos11.762Fa2Ft 2tg24461tg11.761134N1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31 ，取 A0100dmin =26mm2）初算轴的最小直径dmin A0 3 p100 3 2.4922.56mmn480高速轴为输入轴，最小直径处跟V 带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，。故取dmin =23.91mmd min =26mm高速轴工作简图如图 (a) 所示首先确定个段直径A 段： d1 =

32、26mm 有最小直径算出）B 段： d3 =30mm，与轴承配合，取轴承内径C 段： d3 =36mmD 段： d5 =50mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书 p116;.'设计计算及说明结果G段，d7 =30mm, 与轴承配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A 段： L1 =1.6*26=43.6mm, 圆整取 L1 =44mmB 段： L2 =88mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后取88mmC 段： L3 =70mm,D 段： L552mm ，齿轮的齿宽 B152mmE 段： L4 =36mm, 考虑各齿轮齿宽及其间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整

33、得L4 =36mm轴总长 L=290mm2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计， 轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31 ，取 A01002）初算轴的最小直径dmin A03 p100 3 2.9436.563mmn147因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%， dmin =38.75mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初L=290mm选角接触轴承7208C，故取 dmin =40mmS=174mm轴的设计图如下：首先，确定各段的直径;.'设计计算及说明结果A 段: d1 =40mm,与轴承配合dmin =30mmF 段：d6，与轴承

34、配合=40mmE 段：d5，齿轮轴上齿轮的分度圆直径=42mmB 段： d2=44mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C 段： d3=80mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径然后确定各段距离：A 段：L1 =18mm, 考虑轴承宽度与挡油盘的长度B 段： L2 =21mm,根据轴齿轮到内壁的距离及其厚度C 段： L3 =64mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽E 段：L5 =10mm, 根据高速级大齿轮齿宽减去2mm（为了安装固定）F 段： L6 =44mm，考虑了轴承长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D 段： L4 =42mm, 考虑轴承宽度与挡油盘的长度3、轴的设计计算输入功率 P=2.13KW,转速 n =4

35、3r/min,T=46505Nmm轴的材料选用 40Cr（调质），可由表 15-3 查得 A0 =110所以轴的直径 :dminA0 3 P =34.65mm。因为轴上有两个键槽，n故最小直径加大12%， dmin =38.80mm。由表 13.1( 机械设计课程设计指导书) 选联轴器型号为LH3轴孔的直径 d7 =40mm长度 L=84mm轴设计图如下：;.'设计计算及说明结果首先，确定各轴段直径A 段:d1 =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合B 段:d2 =62mm,齿厚C 段:d3 =70mm,定位轴肩，取 h=4mmD 段:d4 =66mm, 非定位轴肩， h=2

36、mmdmin =40mmE 段:d5 =60mm, 与轴承（角接触轴承7312C）配合F 段: G 段 :d 7 =40mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A 段:L1 =45mm,由轴承宽度和挡油盘尺寸确定B 段:L2 =56mm，齿轮齿宽减去2mm，便于安装C 段:L3 =9mm, 定位轴肩E 段:L 5 =60mm, 考虑整体安装尺寸F 段:L6 =82mm,轴承宽度G段:L7 =82mm,联轴器孔长度;.'设计计算及说明结果轴的校核计算 ,第一根轴 :求轴上载荷已知：Ft1839N , Fr693N ,Fa496N , Fp754N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：L181.75mm ，L2132 .25 mmL