课程设计46965

1、机械设计课程设计计算说明书学 院： 工 程 机 械 专 业： 机械设计制造及其自动化 姓 名： 高 惠 国 学 号： 2504090103 指导教师： 马 志 奇 完成日期：2012-6- 机械设计课程设计任务书带式输送机传动装置设计原始收据: 题 号 参 数123456789输送带工作拉力FkN76.565.55.254.84.5输送带工作速度v(ms)1.21.31.41.51.61.71.8滚筒直径Dmm400400400450400500450400450已知条件：1输送带工作拉力F=7kN；2输送带工作速度v =ms(允许输送带速度误差为5)3滚筒直径D=400 mm；4滚筒效率=0

2、.96(包括滚筒与轴承的效率损失)；5工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6使用折旧期 8年；7工作环境 室内，灰尘较大，环境最高温度35；8动力来源 电力，三相交流，电压380220V；9检修间隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；10制造条件及生产批量 一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1减速器装配图1张(A0或A1)；2零件工作图13张；3设计说明书1份。各个传动方案优缺点对比分析方案一：两级圆柱齿轮减速器优缺点:（1）优点：结构简单，易于制造，造价低廉。使用维护方便，适于繁重及恶劣条件下长期工作。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩 作用下产生的扭矩变形

3、和在载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平衡的场合。（2）缺点：但齿轮相对于轴承的位置不对称，因而沿齿向载荷分布不均匀，因此要求轴要有较大的刚度。电动机纵向安装，整体装配占据空间较大。方案二：闭式圆锥齿轮、开式圆柱齿轮传动减速器（1）优点：采用两种齿轮传动。能够很大程度上减小减速器的尺寸，节省空间。减速器壳体中只有圆锥齿轮，简化了壳体内部的设计。（2）缺点：因低速级为开式，且在灰尘较大的环境中工作，易造成机构提前失效，对传动寿命损耗较大。方案三：两级圆锥圆柱齿轮减速器（1）优点：传动方案见下图，其拟定依据是防尘效果好，结构紧凑且宽度尺寸较小

4、，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。（2）缺点：结构复杂，圆锥齿轮、壳体、轴的制造较圆柱齿轮的困难，所用的锥齿轮比较昂贵，增加了减速器整体的复杂程度，制作较为困难。方案四：涡轮蜗杆减速器（1） 优点：能实现大的传动比。获得大的减速效果。（2）缺点：涡轮、蜗杆制作困难，制造成本高，经济性差；传动的效率较齿轮比较低；传动过程产热多，需要良好的散热。传动方案: (三)方案三原始数据传送带拉力F(kN)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）7400具体设计方案计算与说明主要结果一、电动机的选择1、电动机转速的确定工作机转速锥齿

5、轮圆柱齿轮减速器传动比范围一般为i=822电动机转速应在范围内即42411662、电动机功率的确定查1表12-8类别效率数量弹性柱销联轴器2圆柱齿轮（8级，稀油润滑）1圆锥齿轮（8级，稀油润滑）1圆锥滚子轴承（一对）（稀油润滑）3计算得传动的装置的总效率又有工作机效率为工作机功率：所需电动机输出功率为=9.24计算得方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y160L-61110009701472Y180L-8117507301849.053查1表19-1，选则电动机额定功率为11kW最后确定电机Y系列三相异步电动机，型号为Y160L-6

6、，额定功率11kW，满载转速970r/min。二、传动系统的运动和动力参数计算1、分配各级传动比总传动比查2表16-1-3，推荐，且，得，2、由传动比分配结果计算轴速各轴输入功率各轴输入转矩将计算结果列在下表 轴名参数电动机轴轴轴轴工作机轴转速n（r/min）9709703235353功率P（kW）8302转矩T()911414传动比i131效率三、传动零件的计算1、圆锥直齿齿轮传动的计算选择齿形制GB12369-90，齿形角设计基本参数与条件：齿数比u=3，传递功率，主动轴转速，采用两班制工作，寿命8年（一年以300天计），小锥齿轮悬臂布置。（1）选择齿轮材料和精度等级小齿轮材料选取45号钢

7、调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮材料选取45号钢正火，齿面硬度为220HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数取调整后u=3（2）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 试选载荷系数：。 计算小齿轮传递的扭矩： 取齿宽系数： 确定弹性影响系数：由3表10-6， 确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数： 查3图10-19得接触疲劳寿命系数：， 查3图10-21(d)得疲劳极限应力：， 由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数， 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：， 则 齿轮的圆

8、周速度 计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：齿向载荷分布系数查3表10-9得，所以e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径取标准值，模数圆整为计算齿轮的相关参数，确定齿宽：圆整取(3)校核齿根弯曲疲劳强度载荷系数当量齿数，查3表10-5得，取安全系数由3图10-18得弯曲疲劳寿命系数，查3图10-20(c)得弯曲疲劳极限为：，许用应力校核强度，由3式10-23计算得可知弯曲强度满足，参数合理。2、圆柱斜齿齿轮传动的计算设计基本参数与条件：齿数比，传递功率，主动轴转速，采用两班制工作，寿命8年（一年以300天计）

9、。（1）选择齿轮材料、精度等级和齿数小齿轮材料选取40Cr钢调质，大齿轮选取45钢调质，小齿轮齿面硬度为280HBS，大齿轮齿面硬度为240HBS。精度等级取8级。试选小齿轮齿数取调整后初选螺旋角（2）按齿面接触疲劳强度设计查3(10-21)有齿面接触疲劳强度设计公式试选载荷系数：计算小齿轮传递的扭矩：取齿宽系数：确定弹性影响系数：由3表10-6，确定区域系数：查3图10-30，标准直齿圆锥齿轮传动：根据循环次数公式3式10-13，计算应力循环次数：查3图10-19得接触疲劳寿命系数：，查3图10-21(d)得疲劳极限应力：，由3式10-12计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数，由

10、3图10-26查得代入数值计算小齿轮直径圆周速度齿宽b及模数，计算纵向重合度计算载荷系数：a：齿轮使用系数，查3表10-2得b：动载系数，查3图10-8得c：齿间分配系数，查3表10-3得d：查3表10-4得齿向载荷分布系数查3图10-13得e：接触强度载荷系数按载荷系数校正分度圆直径计算模数M=4(3)按齿根弯曲强度设计由3式10-17计算载荷系数由纵向重合度，从2图10-28得计算当量齿数由3图10-20得弯曲疲劳强度极限，由3图10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数由3式10-12得由3表10-5得齿形系数，得应力校正系数，计算大、小齿轮的并加以比较。，大齿轮的数值大。计算得，

11、去校正齿数，圆整中心距圆整为修正螺旋角变化不大，不必修正前面计算数值。计算几何尺寸，取齿宽为，四、轴的计算1、I轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3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3表15-3，取，于是得由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1查1表17-2，由于电动机直径为38mm，所以选取型号为HL3，孔径选为30mm。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配

12、方案，如下图轴段1-2，由联轴器型号直径为30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于60mm，取58mm。轴段4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取30207，内径为35mm。所以轴段直径为35mm，长度应略小于轴承内圈宽度17mm，取为15mm。轴段2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为35mm。左端联轴器又端面距离短盖取30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为。轴段5-6，小锥齿轮轮毂长度为38mm，齿轮左端面距离套杯距离约为8mm，再加上套杯厚度，确定轴段长度为54mm，直径为32mm。轴段3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算

13、出轴段长度为93mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取，所以轴段直径取42mm。零件的周向定位查1表14-24得左端半联轴器定位用平键，宽度为8mm，长度略小于轴段，取20mm，选取键，右端小齿轮定位用平键，宽度为10mm，长度略小于轴段，取50mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.5mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。2

14、、II轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力大圆锥齿轮：圆周力，轴向力，径向力圆柱齿轮：圆周力，轴向力，径向力。(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得(4)轴的结构设计轴段4-5，由设计结果，小齿轮分度圆直径为mm，齿宽为91mm，取此轴段为91mm。轴段2-3，齿轮轮毂长度为40mm，轴段长度定为38mm，直径为齿轮孔径40mm。轴段1-2，选用轴承型号为30307，轴段直径为35mm，齿轮端面距离箱体内壁取7mm，轴承距内壁2mm，所以轴段长度取3

15、mm。轴段6-7，用于装轴承，长度取mm，直径取35mm。轴段5-6，轴承应该距离箱体内壁2mm左右，且小齿轮端面距离箱体内壁8mm左右，长度取10mm，又根据轴肩定位需要，轴径取41mm。轴段3-4，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为20mm，又有定位需要，轴径取47mm。零件的周向定位查1表14-24得齿轮定位用平键，宽度为12mm，长度略小于轴段，取32mm，选取键12*8*32。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.5mm(5)求轴上的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受力和弯矩扭矩如表所示载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯

16、矩扭矩T弯矩和扭矩图如下：(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此。另外小齿轮的两个端面处较危险，右端按照轴颈35mm，若弯扭组合按照最大处计算，有，所以最终可以确定弯扭校核结果为安全。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面由上述计算已知小齿轮中点处应力最大，但是此处轴颈较两侧高出许多，所以应选4的左侧和5的右侧进行精确校核计算。截面4的左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面4左侧的弯矩为截面4上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调

17、质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。截面5的右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧的弯矩为截面5上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上扭转切应力轴的材料为40Cr，调质处理。由3表15-1查得。综合系数的计算查3附表3-2，由，经直线插入，

18、得因轴肩而形成的理论应力集中为，由3附图3-1得轴的材料敏感系数为，则有效应力集中系数为，按3式（附表3-4）由3附图3-2，3-3查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，查3附图3-4，轴采用精车加工，表面质量系数为，轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，安全系数的计算轴的疲劳安全系数为故此处安全。综上得出，此轴疲劳强度达到要求。3、III轴的计算(1)轴上的功率，转速，转矩，(2)求作用在齿轮上的力圆周力，轴向力，径向力(3)初估轴的最小直径先按3式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr，调质处理。根据3表15-3，取，于是得，此处有一个平键，直径增

19、加5%，得出直径最小为。由于输入轴的最小直径是安装联轴器处轴径。为了使所选轴径与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器的计算转矩，查3表14-1选取型号为HL3，孔径选为35m。联轴器与轴配合的轮毂长度为60mm。(4)轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如下图轴段1-2，由联轴器型号得直径为63mm，右端应有轴肩定位，轴向长度取105mm。轴段5-6，此处与大齿轮配合，取直径为齿轮孔径82mm，长度略小于轮毂长度取为83mm。轴段6-7，选取轴承型号为30315，由轴承内圈直径得轴段直径为75mm。又考虑大齿轮与小齿轮的配合，大齿轮与内壁距离为。轴承距离内壁取2mm左右，最后确定轴

20、段长度为5mm。轴段4-5，此段用于大齿轮定位，轴肩高度为4mm，所以直径取92mm，长度取9mm。轴段3-4，左端用于轴承定位，轴肩高度取，直径为84mm，又有轴承距离内壁2mm左右，轴段长度得出为mm。轴段2-3，根据轴承和端盖宽度，再是轴稍微伸出一段，确定轴段长度为70mm，直径取轴承内圈大小为75mm。零件的周向定位查1表14-24得左端半联轴器定位用C型平键，宽度为18mm，长度略小于轴段，取90mm，选取键18*11*90，右端大齿轮定位用平键，宽度为20mm，长度略小于轴段，取70mm，选取键。轴上圆角和倒角尺寸参考1表12-13，取轴端倒角为2mm，圆角取1.5mm(5)求轴上

21、的载荷根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示(6)按弯扭合成应力校核轴的强度由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据3式15-5及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力查3表15-1得，因此，轴安全。五、轴承的计算1、I轴的轴承校核轴承30307的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核2、II轴的轴承校核轴承30307的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y

22、=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核3、III轴的轴承校核轴承30315的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，轴向力，左侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核六、键连接的选择及校核计算将各个连接的参数列于下表键直径mm工作长度mm工作高度mm转矩 Nm极限应力Mpa30803065403542326409646310580957查3表6-1得，所以以上各键

23、强度合格。七、减速器设计及附件的选择减速器设计资料名称符号公式设计尺寸箱座壁厚14箱盖壁厚14箱盖凸缘厚度16箱座凸缘厚度16地脚螺钉直径0.036a+1216地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径16盖与座联接螺栓直径12联接螺栓的间距l150200180轴承端盖螺钉直径1、2轴为83轴为10视孔盖螺钉直径8定位销直径8、至外箱壁距离16、至凸缘边缘距离36轴承旁凸台半径14凸台高度h96外箱壁至轴承座端面距离+（510）39大齿轮顶圆与内箱壁距离26锥齿轮端面与内箱壁距离15箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径1、2轴为130，3轴为175轴承旁联接螺栓距离S取1、通气器由于在室内使用，选简易式通气器

24、，采用M122、油面指示器，油面变动范围大约为17mm，取A20型号的圆形游标3、起吊装置采用箱盖吊换螺钉，按重量取M12，箱座采用吊耳4，放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16八、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油高度为半个齿宽到一个齿宽，取为35mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为/s，所以开设油沟、飞溅润滑。3、 润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于闭式齿轮设备，选用中负荷工业齿轮油220。4、 密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封，结构简单。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。九、设计小结虽然是三周时间的课程设计，但自己还是感觉到时间的紧迫，第一周在老师讲完计算后，自己和一组的同学一起算数据，算了不少，但后来，一校核，数据很多都是错误的，就这样来回算，反复改正，改了得七八遍，还是有一些瑕疵。让自己挺是郁闷，其实后来想想以后无论干什么事，都是需要返工的，正好借此锻炼一下自己的耐性。第二周就是变画草图边校核想自己的数据。呵呵，还是要改数据，总是出现这个地方符合要求了，其他地方不符合要求，就这样边画边改。在比较苦闷的状态下第二周就这样过去了。第三周开始画正式图的时间，按照以前做的铺垫，自己一点点的的将自己的成果画到正式的图纸上，将自己近些天的成果展示