机械设计基础课程设计计算说明书

PAGEPAGE23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）、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/η=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/πD=60×1000×1.5/π×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)＝2～4；单级齿轮减速器传动比＝3～6.则总传动比合理时范围为=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×119.42=717~2867r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/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1420r/min=1420r/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传动比分配传动装置总传动比：i=nm/n=1420/119.42=11.89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：==1420r/min===478r/min===119..5r/min==119.5r/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=2.07kw1.99kw=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Ⅰ（减速器高速轴）1.9947841.364轴Ⅱ（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（GB10095－1998）45号钢大小齿轮皆调资处理8级精度2计算确定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）[σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=590/1MPa=590Mpa[σF1]=[σF2]=0.7σFE1/SF=0.7×450/1.25MPa=252MpaZV1=Z1/cos3β=28.12ZV2=Z2/cos3β=112.48查查《机械设计基础》P173表11-8，得YFa1=2.648YFa2=2.23查查《机械设计基础》P174表11-9，得YSa1=1.62YSa2=1.81YFa1YSa1/[σF1]=2.648×1.62/252=0.017YFa2YSa2/[σF2]=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/φdZ22×YFa2YSa2/[σF2]×cos2β)1/3=(21.3159.131000/0.4/0.16cos2β)1/3=1.15满足弯曲疲劳强度4、验算齿面接触强度σH=ZEZHZβ（2kTII/bd×u+1/u）1/2=189.82.5（cosβ）1/2(21.3159.1310005/58/52/52/4）1/2=304.77Mpa[σH1]=[σH2]=590Mpa验证安全5齿轮的圆周速度计算V=πdnII/（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000=1.3m/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小齿轮大齿轮中心距130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52mm208齿顶圆直径=+256212齿根圆直径dfdf=-249.5205.5五、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，HBS＝2302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=106，则mm考虑有键槽，将直径增大5%，则主动轴：d≥C(PI/nI)1/3=dmin1×(1+5%)mm=18.12由机械设计手册选dmin1=20mm从动轴：d≥C(PII/nII)1/3=28.43mm取dmin1=204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，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=75mmB=14mm，故取，取，从动轴轴段（4）上安装齿轮，其长度比齿轮宽度小2~3mm，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=Fttanα/cosβ=1.59×tan20°/cos15°57=0.6kN轴向力Fa=Fttanβ=1.59×tan15.470=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: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=50×0.3=15kN·mmMV=50RV1=50×0.795=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：σ=MC/W=MC/0.1d3=4.248×10５/0.1×583=2.178Ｍｐａ<[σ-1]原结构设计方案符合要求从动轴：圆周力Ft=2T2/d2=2×163.64/160=1.53KN径向力Fr=Fttanα/cosβ=2.05tan20。/cos18。20’=0.58KN轴向力Fa=Fttanβ=2.05×tan18。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=50×0.29=14.5kN·mmMV=50RV1=50×0.765=38.25kN·mmM合=(MH2+MV2)1/2=(14.52+38.252)1/2=40.91kN·mm校核轴的强度危险截面处的强度条件：σ=MC/W=MC/0.1d3=4.091×10５/0.1×583=2.097Ｍｐａ<[σ-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=L=30mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×41360/25×3×48=22.98Mpa<[σR](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=1L=50mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×159130/35×3×50=60.63Mpa<[σR](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16×50GB/T1096-1990,b=16mm,L=50mm,h=10mm,t=6mm,k=h-t=4mm,选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×159130/58×4×50=27.44Mpa<[σR](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7009C7007Ｃ型号的轴承的主要参数；d=35mmD=62mmB=14mmCr=19.5KNＣｏｒ＝14.2KN7009Ｃ型号轴承的主要参数：ｄ＝45ｍｍＣｒ＝25.8ＫＮＣｏｒ＝20.5ＫＮＤ＝75ｍｍＢ＝16ｍｍ3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)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+0.87FAa)=(0.41×612.2+0.87×890)=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=(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（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=1445NP2>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=69575h>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dmi