机械课程设计设计说明书

1、机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图 三、 原始数据运输带拉力F= 5300（N）运输带速度V=1.20（m/s）滚筒直径D=600（mm）滚筒及运输带效率h=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。事内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器

2、（两级）。四、 设计工作量及要求每个同学独立利用计算机绘制（使用autoCAD绘制）完成总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张（二号或三号图纸）、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，V带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括V带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书1。参数请参考下列文献：1 朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社2 机械零件设计手册，北京：冶金工业出版社3 机械零件设计手册，北京：化学工业出版社课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 目录一. 传

3、动方案拟定5二. 电动机的选择5三. 计算总传动比及分配各级的传动比6四. 运动参数及动力参数计算6五. 传动零件的设计计算7六. 轴的设计计算14七. 滚动轴承的选择及校核计算21八. 键联接的选择及计算22九. 课程设计小结23十. 参考文献24计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第77组：运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，事内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。（2） 原始数据：

4、运输带拉力F=5300N；带速V=1.20m/s；滚筒直径D=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器,I、II、III轴的轴承为圆锥滚子轴承,IV轴的轴承为深沟球轴承，齿轮为精度等级为7的闭式圆柱齿轮,带传动为V带传动.根据<机械设计课程设计>表2-3则有:总=带×3滚子轴承×2齿轮×联轴器×球轴承×滚筒=0.96×0.983×0.982×0.99×0.99×0.94=0.799(2)电机所

5、需的工作功率：取k=1.3P工作=kFV/1000总=1.3x5300×1.20/1000×0.799=10.35KW 查表16-1，16-2选取Y系列三相异步电动机Ped=11KW （3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.20/×600=38.20r/min按<机械设计课程设计>表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动高速级为斜齿，传动比范围I1=36，低速级为斜齿，取I2=36。取V带传动比I3=24，则总传动比范围为Ia=18144。故电动机转速的可选范围为nd=（

6、1896）×38.20=687.5465500.36r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/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=1000r/min 。（4）确定电动机型号根据以上条件选电动机类型，所需的额定功率及同步转速，由表16-1选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/38.20=25.392、分配各级传动比（1） 取V带传

7、动比i带=2.50,根据表2-4(一下无特殊说明则表格皆为<机械设计课程设计>一书表格)两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=3.55 i2=2.86四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=970r/minnI=n0/i带=970/2.50=388.00(r/min)nII=nI/i齿轮1=388.00/3.55=109.30(r/min)nIII=nII/i齿轮2=109.30/2.86=38.22(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=10.35KWPI=P0×带=10.35×0.9

8、6=9.94KWPII=PI×轴承×齿轮=9.94×0.98×0.98=9.55KWPIII=PII×轴承×齿轮=9.55×0.98×0.98=9.17KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）T0=9.55×106P0/n0=9.55×106×10.35/970=101.90N·mTI=9.55×106PI/nI=9.55×106×9.94/388.00=244.66N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55&

9、#215;106×9.55/109.30=834.42N·mTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×9.17/38.22=2291.30N·m运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出I轴II轴III轴N（r/min）970388.00109.3038.22P（kW）10.359.949.559.17T（Nm）101.90N244.66834.422291.30五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 确定计算功率 Pca 由课本附表11.6得：kA=1.2Pca=KA PI=1.2&#

10、215;11=13.2KW（2） 选择普通V带截型根据Pca、nI，由教材的附图11.1确定选用B型V带。（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由教材附表11.4和附表11.7 得，选取小带轮基准直径为D1=160mm根据教材式（9.14），计算从动带轮基准直径D2 D2= D1i带=160×2.50=400mm验算带速V：V=D1 nI /60×1000=×160×970/60×1000=8.13m/s <30m/s带速合适。（4） 确定带长和中心矩根据0.7(D1+ D2)a02(D1+ D2)0.7(160+400)a02×

11、(160+400)所以有：392mma01120mm初步确定中心矩a0=500mm由课本式（9.26）得：Ld=2a0+1.57(D1+ D2)+( D2- D1)2/4a0=2×500+1.57(160+400)+(400-160)2/（4×500）=1908.45mm根据课本附表11.3取Ld=2000mm根据课本式（9.17）计算实际中心矩a aa0+(Ld- Ld)/2=500+(2000-1908.45)/2=545.8mm(4)验算小带轮包角1=1800-( D2-D1)/a×600=1800-240/545.8×600=153.620>

12、;1200（适用）（5）确定带的根数 由nI=970r/min、D1=160mm、i带=2.50，根据课本附表11.5a和附表11.5b得P0=2.72KW，P0=0.3KW根据课本附表11.8得K=0.925根据课本附表11.9得KL=0.98由课本式（9.29）得Z= Pca/(P0+P0)KKL=4.82取Z=5根。(6)计算预紧力F0由课本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30）得F0=500（Pca/VZ）（2.5/K-1）+qV2=500×（13.2/（5×8.13）×(2.5/0.925-1)+0.17×8.132N=287.

13、69N（7）计算作用在轴承的压力Q由课本式（9.31）得Q=2ZF0sin（1/2）=2×5×287.69xsin（153.62°/2）=2801N2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=22，大齿轮齿数z2=i1 z1=3.55x26=78.1，取z2=78。D.初选螺旋角为 =150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲

14、劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5。小齿轮传递的转矩TI=244660N·mm齿宽系数：由附表6.4选取=1。弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.646900=14.076100则ZH=2.425端面重合度：=30.627250=24.054970代入上式得=1.620接触疲劳强度极限Hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循

15、环次数N1=60n1jLh=60x388.00x1x(2x8x365x10)=1.360x109 N2= N1/i1=1.360x109/3.55=3.831x108接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.90，KHN2=0.95。接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.90/1.0Mpa=900MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.95/1.0Mpa=950Mpa因（H1+ H2）/2=925Mpa <1.23H2,故取H=925 MpaB

16、.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×244660×(3.55+1)x0.49762/1/1.620/3.551/3mm=48.677mm(2)计算圆周速度v0.989m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h10.12(4)计算载荷系数K：由v0.989m/s，查附图6.1,K=1.07 由附表6.2查得=1.2,由附表6.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式,估计>1.34=1.51取=1.51由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.40载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算

17、分度圆直径=57.11mm模数：mn=cosxd1/Z1=57.11cos15°/22=2.51mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数KKa=1.2 KA=1.25 Kv=1.07 =1.40K=1.2x1.07x1.25x1.40=2.2472. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.638 YSa1=1.584YFa2=2.207 YSa2=1.7772. 计算螺旋角影响系数y：轴面重合度 0.318 1.875取=1Y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力F根据课

18、本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.85, KNF2=0.87Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.85×500/1.4Mpa=304MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.87x500/1.4Mpa=311Mpa5.确定YSTYNT/F：YST1YNT1/F10.01375；YST2YNT2/F20.01261；取大值。(2)计算齿轮模数：=1.989比较两种强度校核结果，确定模数为mn34.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩

19、aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3*(22+78)/（2xcos15°）=155.3mm取a155mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.592550°°（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos68.20mmd2mn*Z2/cos241.73mm（4） 计算齿轮齿宽：b168.20mm调整后取B269mm，B174mm2）低速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数A.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。B.初选7级

20、精度。(GB10095-88)C.选小齿轮齿数z1=29，大齿轮齿数z2=i1 z1=2.86x29=82.9，取z2=83。D.初选螺旋角为 =150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3A. 确定公式内的各计算值载荷系数K：试选Kt=1.5。小齿轮传递的转矩TII=834420N·mm齿宽系数：由附表6.4选取=1。弹性影响系数ZE：由课本附表6.4查得ZE=189.8。节点区域系数ZH： ZH= 由得=20.646900=14.0

21、76100则ZH=2.425端面重合度：=28.678350=23.867130代入上式得=1.653接触疲劳强度极限Hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得Hlim1=Hlim2=1000MPa应力循环次数N1=60n1jLh=60x109.30x1x(2x8x365x10)=3.830x108 N2= N1/i1=3.830x108/2.86=1.339x108接触疲劳寿命系数KHN：由课本附图6.4查得KHN1=0.96，KHN2=0.98。接触疲劳许用应力H通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1 =Hlim1 KHN1/SH=1000×0.96/1

22、.0Mpa=960MpaH2 =Hlim2 KHN2/SH=1000×0.98/1.0Mpa=980Mpa因（H1+ H2）/2=970Mpa <1.23H2,故取H=970 MpaB.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kT1（ZHZE）2(1)/（ H2）1/3=2×1.5×834420×(2.86+1)x0.47452/1/1.653/2.861/3mm=77.204mm(2)计算圆周速度v0.442m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h13.34(4)计算载荷系数K：由v0.442m/s，查附图6.1,K=1.02 由附表6.2

23、查得=1.2,由附表6.2查得使用系数=1.25参考附表6.3中6级精度公式,估计>1.34=1.51取=1.51由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.37载荷系数K=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=89.14mm模数：mn=cosxd1/Z1=89.14cos15°/29=2.97mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数KKa=1.2 KA=1.25 Kv=1.02 =1.37K=1.2x1.07x1.25x1.40=2.0962. 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=22,Z2=78由表6-9相得YFa1=2.489 YSa1

24、=1.636YFa2=2.196 YSa2=1.7824. 计算螺旋角影响系数y：轴面重合度 0.318 2.471取=1Y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-3查得：KNF1=0.87, KNF2=0.90Flim1=Flim2 =500MPa取SF1.44.计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=0.87×500/1.4Mpa=311MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =0.90x500/1.4Mpa=321Mpa5.确定YSTYNT/F

25、：YST1YNT1/F10.01309；YST2YNT2/F20.01219；取大值。(2)计算齿轮模数：=2.996比较两种强度校核结果，确定模数为mn34.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (Z1+Z2)/2cos=3*(29+83)/（2xcos15°）=173.9mm取a173mm（6） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=13.808647°°（7） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*Z1/cos89.59mmd2mn*Z2/cos256.41mm（8） 计算齿轮齿宽：b189.59mm调整后取B289mm，B194mm六

26、. 轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45号钢，调质，硬度HBS230根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取A0=110d110 (9.94/388)1/3mm=32.43mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑带轮的结构要求及轴的刚度,取装带轮处轴径=40mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=50mm（2）确定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承30210,T=21.75mm,A=20mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 Ft12*T1d17175N径向力

27、 Fr1Ft1*tan（an）cos2699N 轴向力 Fa1Ft1tan=1868N带传动作用在轴上的压力为Q2801N计算支反力：水平面 RBH=1921N RAH=Ft1-RAH=5254N垂直面因为MB=0,RBV- RBV =4909N因为F=0， RBV=-RAV+Q+Fr1=591N4.作弯矩图水平面弯矩：MCH=-308.673N.m垂直面弯矩：MBV=365.731N.mMCV1=-34.721N.mMCV2=28.978N.m合成弯矩：MB=365.731N.mMC1=MCH2+MCV12=310.620N.mMC2=MCH2+MCV22=310.030N.m5.扭矩计算：

28、 T=244.660N.m6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： MCAD=MD2+(T)2=146.796N.m MCAB=MA2+(T)2=394.091N.m MCAC1=MC12+(T)2=343.561N.m MCAC2=MC22+(T)2=343.027N.m7.按弯矩合成应力校核轴的强度由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得B=650MPa,-1=60MPa，t=30MPa由计算弯矩图可见,c1剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:caB=McaD/0.1dD3=22.9<-1,故安全。D剖面的轴径最小,该处得计算应力为:caD = McaB/0.

29、1dD3=31.5MPa<-1,故安全。中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d48.73mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=55mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承30211,T=22.75mm,a=21mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 FrcFt1*tan（an）cos6982N 5. 计

30、算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6660101N.mm777426N.mmN.mm111230N.mm353856N.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b 安全<b 安全低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d68.35mm2、轴的结

31、构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=70mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度初选圆锥滚子轴承33015,d=75mm,T=31mm，a=22.5整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(5) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 轴向力 Fa =4578N 6. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6N.mm1859551N.mm8.按弯矩合成力校核

32、轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60MPa由计算弯矩可见,C剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b 安全.<b 安全七、滚动轴承的选择及校核计算1. 高速轴：选用型号为30210的圆锥滚子轴承，其基本参数如下：轴承型号dDTaCr30210509021.752072.2对于左轴承，P13132.85N;对于右轴承，P2=3470.48N。Lh325000h>15000h，故合格2. 中间轴：选用型号为30211的圆锥滚子轴承，其基本参数如下：轴承型号dDTaCr302115510022.752186.5对于左轴承，P18

33、600N;对于右轴承，P2=5890N。Lh31344h>15000h，故合格3. 低速轴：选用型号为33015圆锥滚子轴承，其基本参数如下：轴承型号dDTaCr6214751303122.5137对于左轴承，P16231N;对于右轴承，P2=6271N。Lh695050h>15000h，故合格八.键校核1. 高速轴：带轮处选用A型键，参数如下：键型号bhLC8*63GB/T1096-1979128100 p=5060,键的工作长度lL-b88mm；kh/24mm p34.75MPa<p,安全。2. 中间轴：选用A型键，参数如下：键型号bhL16*53GB/T1096-197

34、9181156采用双键 p=100120,键的工作长度lL-b38mm；kh/25.5mm p88.72MPa<p,安全。3. 低速轴：齿轮处选用A型键，参数如下：键型号bhL22*87GB/T1096-1979221480 p=100130,键的工作长度lL-b58mm；kh/27mm,采用双键,则有 p88.53MPa<p,安全。联轴器选用A型键，参数如下：键型号bhL20*100GB/T1096-19792012100采用双键 p=100130,键的工作长度lL-b80mm；kh/26mm p77.94MPa<p,安全。九.联轴器的选定联轴器的计算转矩：TcaKAT28

35、91Nm故选用ZL5弹性柱销齿式联轴器，其参数如下：联轴器型号dLnTZL57510740004000十.减速器的润滑v1=0.989m/s;v2=0.442m/s因为v <12m/s,所以齿轮采用油润滑，选用L-AN68全损耗系统用油（GB443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，且不少于10mm。对于轴承，因为v1<2m/s，故可以用脂润滑.由表14.2选用钙基润滑脂L-XAAMHA2(GB491-1987),只需填充轴承空间的1/31/2,并在轴承内侧设档油环,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.F=5300NV=1.20m/sD=600mm总=0

36、.799P工作=10.35KWPed=11KW电动机同步转速：n =1000r/min电动机型号Y160L-6Ped=11KWnd=970r/mini总=25.39V带传动比：i带=2.50i1=3.55i2=2.86n0 =970r/minnI=388.00r/minnII=109.30r/minnIII=38.22(r/min)P0=10.35KWPI=9.94KWPII=9.55KWPIII=9.17KWT0=101.90N·mTI=244.66N·mTII=834.42N·mTIII=2291.30N·m小带轮基准直径为D1=160mm从动带轮基准直径D2D2 =400mm带速V：V=8.13m/s392mma0112