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 错误！未定义书签。（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）

2、、低速轴的键选择和校核 15七、滚动轴承的选择和校核 错误！未定义书签。（一）、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 242、设计任务计算项目计算及说明结果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设计任务5%;工作期限为10年，每年工作300天，三班制工作

3、, 一般用途；检修期间隔为3年。4、机器结构如图3#di带式输送机传动装置运动简图#1-电动机；2-V带传动；3-斜齿圆柱齿轮减速器；4-联轴 器；5-带式运输机构、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，米用 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，标准化程度咼，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 动效率咼。三、传动装置运动

4、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 丫型三相异步电动机2电动机1运输机主轴上所需要的功率容量选择P=FV/1000=1250 X 1.5/1000=1.875KW2传动总效率传动装置的总效率：H =叩2叱叩5P=1.875KW“1，口2， n3，“4，115分别是：V带传动，齿轮传动（闭 =0.872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：H! =0.96,“2 =0.97亠=0.99,5 =0.995,口5 =0.96F0 =2.16kw所以：n =0.96 x0.97x0.9

5、92x 0.995x0.96= 0.8723电动机输出功率Ped=2.2kw电动机所需功率：Pd=KPw/n =1X 1.875/0.872=2.16kW 式 中，取载荷系数K二1查机械设计基础表16-1取电动机的额定功率Ped = 2.2kW3电动机滚筒的转速：n 筒=60 X 1000V/ n D=60 X 1000X 1.5/n X 240=119.43r/min转速选电动机的合理同步转速：取V带传动比范围（表2-2） h = 24;单级齿轮减速器传动比择i2 = 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）X 119.42=7172867r/min

6、nm =1420符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min和1500r/minr/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/min4电动机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。型号确疋5传动比1、传动装置总传动比 ：i =nm/n=1420/119.42=11.89i 总=".892、分配传动比：取i2=4分配带传动的传动比i1 =11.89/i2 =11.89/4=2.9725i2=4i1=2.97256传动装1各轴转速：no=n

7、m =1420 r/mi nn0=1420置的运nm 478/ .n1 =-=478 r/mini。4n1 =478动和动n2=119.5力参数n2 = = =119.5 r/minh_24n =119.5w计算n =n 2=119.5 r/minw厶2、各轴功率：Pi=Po 口带=2.07 汇 0.99 汇 0.97 kw=2.07kwp1 =2.07kwp2 = p1-2 =2.07 沁 0.99 汉 0.97 kw=1.99kwp2 1.99kwpw = p2 n2-w = 1.99 m 0.99 疋 0.99 kw=1.95kwpw =1.95kw3、各轴转矩：To=9550=9550

8、N m =14.53 N mn11420T =14.53 N mp12.07=9550 H =9550 N m =41.36 N mn1478T, =41.36 N mP21.99=159.13 N m12 955U 955UX=159.13 N mn2119.43P1 95TW =155.93 N m1 w = 9550 9550 %=155.93 N mnw119.58上述数据制表如下:轴名参数输入功率(kW )转速(r /min )输入转矩(N|_m)传动比i电动机轴2.16142014.532.9725轴I(减速器咼速轴)1.9947841.364轴n(减速器低速轴)1.95119.4

9、3159.13四、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、选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质处理，HB3=230 (考45号钢热处理方式虑到齿轮使用寿命较长(GB699-1988);大齿轮材料取为：大小齿轮皆ZG310-570调质处理，HBS2 =240和公差等级选取齿轮为8级的精度(GB 10095- 1998)调资处理8级精度2计算确定初选螺旋角P=12：，传动的主要选小齿轮的齿数z =25 ;大齿轮的齿数z2 =425 = 100尺寸按齿面接触疲劳强度设计式中：bH_弗imSH1、中心距心 4+1305 ：®41.36"000 =122.69 &

10、quot;23mm 认460丿0.4汉4式中：如imShm=2mm查机械设计基础图11-1式中：§Hlim =570MPa ;查表：SH =1K =1.3 ；齿宽系数取：屮a =0.4a=130mm、旨丄卄町2acosP 2x123汉cos12 “ “2、 计算模数m* =1.93乙 +z225+100取模数标准值mn = 23、 计算中心距mm圆整中心距，取 a =130mm4、 修正螺旋角：0 = arccos = 1$572a5、计算两齿轮分度圆直径,.mnZi225_小齿轮 d!=代=0 , =52mmcos P cos15 57斗正仏mnz22 x 100大齿轮 d2 口

11、一0 ' - 208mmcos P cos15 576、计算齿宽b =屮a汉a =130 = 52mm取小齿轮齿宽d -58mm （齿轮轴）；大齿轮齿宽b? - 52mm （大齿轮）d1 = 52mmd2 = 208mm0 = 58mmb2 = 52mm3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)(T H1 = o H2 = o Hlim1 /SH=590/1MPa=590Mpao F1= o F2=0.7 oe1/Sf=0.7 X 450/1.25MPa=252MpaZv1 =

12、Z1/ cos3 (3 =28.12ZV2= Z2 /cos 3 3 =112.48满足弯曲疲劳强度查查机械设计基础P173表11-8，得YFal =2.648YFa2=2.23查查机械设计基础P174 表11-9 ,得YSa1=1.62Y Sa2=1.81YFa1 YSa1 / & F1=2.648 x 1.62/252=0.017启丫Fa2 YSa2 / & F2=2.23 x 1.81/252=0.016故用小齿轮进行弯曲强度校核法面模数：mn =2 > (2kT|/© dZ22 X Y Fa2 Ysa2 / & F2 X cos2 (3 )1/3

13、=(2 沢 1.3X159.13 沢 1000/0.4/1002 沃 0.16 汇 COS2 3 )1/3=1.154、验算齿面接触强度& H=ZE Zh Z 3(2kT|/bd x u+1/u ) 1/2=189.8汉2.5 沢(COS 3) 1/2 (2 ".3汉 159.13汉 1000汽5/58/52/52/4 )1/2=304.77 Mpa 兰& H1 = & H2 =590Mpa验证安全5齿轮的圆周速度计算V=n dni / (60X1000) =3.14X 208 X 119.43/60/1000= 1.3 m/s对照机械设计基础P168表11-

14、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小齿轮大齿轮中心距a(Z1+Z2)mn/n/2cos P130mm传动比i4法面模数mn设计和校核得出2法面压力角«n略20：螺旋角P一般为8 2015*57全齿高hh = ha +hf4.5齿数Z略25100分度圆直径d略52mm208mm齿顶圆直径dada=+2 ha56mm212mm齿根圆直径dfdf = d -2 hf49.5mm205.5mm五、轴的设计及校核计算1、输入轴的设计计算计算计算及说明结果项目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

15、钢，调质，HBS = 2302已知条件高速轴传递功率 p1 =2.07kw，转速n1 =478r/min，小齿轮分度圆直径 dj =52mm，齿轮宽度 b1 =58mm，转矩 T1=41360 N mm3、初算轴2、初步估算轴的最小直径径根据表15-3，取C=106，则mm考虑有键槽，将直径增大5%，则主动轴：dd> C(Pi/ nJ 1/3 =min1 =20mmd mi n1 x (1+5%)mm=18.12mm由机械设计手册选d min1 =20mmd , =35mmmin 2从动轴：d> C(Pi /n II ) 1/3 =28.43mm取 d =35mmmin 24结构设

16、计1、主动轴：带领宽度为主动轴：(1.52.5) d1=(1.52.5)25=37.550mm 取为 50mm,则轴段L1 =48mm（1）长度比带轮宽度略小， 取L1 =48mm。轴段（3.）与轴段（7）d3 =d7 =35 mm安装轴承。取 7007AC轴承，故取d3=d7=35mmL4=L68mmL2 = 41mm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L2=41mm，d2=30mm。咼速轴轴段（5） 上为齿轮，d5 =52mm, L5 =齿宽=58mm。轴段（4）与轴段（6）对称，起固定作用，综合比较，取d4 =d6=45mm , L4=L6

17、=対-R =8mm2、从动轴：轴段（3）与轴段（7）上安装轴承，取 7009AC轴承，查表得 其尺寸d=45mm D=75mm B=14mm ,故取d3=d7=45mm，取 L3=b2 - L4+d+B=43mm , L7=16mm从动轴轴段（4） 上安装齿轮，其长度比齿轮宽度小23mm,d4比d3稍大取其长度为 L4 =50mm，取d4=50mm 轴段（1）上安装联轴器，考虑到联轴器尺寸，取d1=35mm ,Li=50mm .考虑到联轴器轴向固定及密封圈尺寸，取L2 =45mm , d2 =40mm。d2 =30mm d5 = 52mm L5 = 58mm从动轴：L3 =43mmL7=16m

18、mL4=50mm d4=50mm d1 =35mmL1 =50mmL2 = 45mm d2 = 40mm5强度校核主动轴：圆周力 Ft=2/d1=2X 41.36/52=1.59kN径向力 Fr = Fttan a / cosp=1.59 x tan20 7cos1557=06kN轴向力 Fa=Fttanp=1.59X tan 15.470=0.427N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：主动轴校核从动轴校核Fh1 =FH2= Fr/2=0.6/2=0.3kN2铅垂平面V内的支座反力：RV1 =RV2= Ft/2=1.59/2=0.795kNMH=50FH1 =50

19、 X).3=15kN mmMv=50R V1 =50x0.795=39.75kN mmM合=(MH2+MV2)1/2=(152+39.752)1/2=42.48kN mm校核轴的强度危险截面处的强度条件：3(T =MC/W=MC/0.1d353=4.248 X 10 /0.1 X 583=2.178 Mpa < c-1 原结构设计方案符合要求从动轴：圆周力 Ft= 2T 2 /d2=2 X 163.64/160=1.53KN径向力 Fr= Ft tan a cos 3 =2.05tan20。/cos18。验证符合 要求验证符合要求20' =0.58 KN轴向力 Fa= Ft ta

20、n p =2.05 xtan18° 20' =0.41KN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=0.29kN2铅垂平面V内的支座反力：RV1 =RV2= Ft/2=1.53/2=0.765kNMH=50FH1 =50 X0.29=14.5kN mmMV=50R V1 =50x0.765=38.25kN mmM合=(MH2+MV2)1/2=(14.52+38.25 2)1/2=40.91kN mm校核轴的强度危险截面处的强度条件：(T =MC/W=MC/0.1d353=4.091 X 10 /0.1 X 58

21、3=2.097 Mpa < 2 原结构设计方案符合要求六、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(T p=100MPa(T p=2T/dkl=2 x41360/25x 3x48=22.98Mpa<彷 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 10X55GB/T1096-1990,b=10mm

22、,L=50mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm, 选择45钢，许用挤压应力(T p=100MPa(T p=2T/dkl=2 x 159130/35x 3 x 50=60.63Mpa<(T 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考虑键槽在轴中部安装，故选键 16X50 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(T p=100MPa(T p=2T/dkl=2 x 159130/58x 4x 50=27.44Mpa<彷R

23、(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 天工作24小时，一年工作日为300天，得24X 300X 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 d仁25mm大齿轮轴的轴承内径 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 C型号的轴承的主要参数；d=35mm D=62mm B=14mCr=19.5KN Cor=14.2KN7009 C型号轴承的主要参数：d =

24、45 mm Cr = 25.8KNCor= 20.5KN D= 75mmB= 16mm3轴承的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) 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水平向右主动轴轴承校核有 Fs

25、a + Fa仁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：Pl= (0.41FRa+0.87FAa)=(0.41 X 612.2+0.87X 890)=1025.3NP2= Frb= 1642.2NP2 >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100°

26、C,查表13-4 ,得fT=1.0轴承2的寿 命为:Lh=106/60n(ftC/fpP) 3=106/ (60 x 960) x (22500/1 x 1445)3=44649.8h>40000h二预期寿命足够2、计算从动轴承(1)计算轴的轴向载荷和径向载荷验证合格从动轴轴承校核大齿轮轴的轴向载荷 Fa=727.47NA端所承受的径向力Fra=(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.

27、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(2)计算当量动载荷FAa/FRA=422/620.6=0.68=0.68FAb/FRB=1311.9/1482.2=0.885验证合格查手册得：Pl= (0.41FRa+0.87FAa)=(0.41 X 620.6+0.87 X 422)=62

28、2NP2= Frb=1445N P2 >Pi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100°C,查表13-4，得fT=1.0轴承2的 寿命为：Lh=106/60n(ftC/fpP) 3=106/ (60 x 960) x (28500/1.2 x 1445)3=69575h>40000h二此轴承合格八、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联轴器型号轴的最小直径d min 1=20mm ,则联轴器的最小直径为20mm有HL1

29、 HL2两种型号确定型号公称转矩Tn轴孔直径轴孔长度选用HL2HL116020 22 (24)52HL231520 22 2452弹性主销联轴器中考虑到转矩变化小，取 Ka= 1.3Tn=KaTw=1.3 X 155.93 N m=202.71 N m因此选择HL2型号弹性柱销联轴器九、减速器润滑和密圭寸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=n dni / ( 60X000)=3.14X 208 X 119.43/60/1000=1.3 m/s因为：vw12m/s，所以采用浸油润滑；查表， 选用L AN68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：vc2m/s，采 用脂润滑，只需要填充轴承空间的1/21/3并在 轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴 承稀释润滑酯。齿轮传动 的圆周速 度v = 1.3m/ s齿轮采用浸油润滑轴承采用 脂润滑2、密封为了防止泄漏，减速器的箱盖与箱体接合处 和外伸轴处必须采取适当的密封措施。箱体与箱 盖的密