机械设计优秀课程设计模版.docx

东 莞 理 工 学 院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置设计和计算学生姓名： 学 号： 系 别： 机械工程学院专业班级： 指导老师：起止日期：11月2日至1月7日机械设计课程设计任务书一 设计题目(一) 带式输送机传动装置设计和计算二、传动部署方案带式输送机传动装置以下图所表示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒圆周力(牵引力) F 、带速V、卷筒直径D，输送机在常温下连续单向工作, 载荷较平稳, 工作寿命8年，每十二个月300个工作日，每日工作8小时。四、原始数据学 号123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按百分比绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或A1）2.按百分比绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，最少采取计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目 录1.传动装置总体设计11.1 选择电动机 11.2 传动装置传动比 21.3 传动装置运动和动力参数计算 21.4 带传动设计 42. 减速器内部传动设计 62.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计 62.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计123. 减速器外部传动设计184. 轴设计194.1 I轴设计194.2 II轴设计 294.3 III轴设计395. 减速器附件选择 486. 润滑和密封 50设计小结 52参考文件 53设计计算及说明结果1. 传动装置总体设计1.1 选择电动机1.1.1.选择电动机类型按工作要求和工作条件选择Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。1.1.2.确定电动机所需功率Pw 按下试计算 式中Fw= 2700 N V= 1.95 m/s 工作装置效率考虑胶带卷筒器及其轴承效率取 =0.96 代入上式得=5.4844 KW电动机输出功率功率 P按下式 P=从电动机到工作机输送带之间总效率为 =据机械设计课程设计表12-8 =0.95，=0.97，=0.99（8级精度通常齿轮传动），=0.96，则有：=0.8326 所以电动机所需工作功率为： P=6.587 KW1.1.3 确定电动机转速按推荐两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i=35和带传动比i=24。则系统传动比范围为（24）*（35）*(35)=18100工作机卷筒转速为 n=133.00 r/min 所以电动机转速可选范围为 n=i=（18100）133.00 =239413300 r/min据机械设计课程设计表19-1可选择 Y132S2-2型三相异步交流电动机，其关键参数如表1.1所表示 表1.1 Y132S2-2型电动机关键参数电机型号额定功率/KW同时转速/满载转速/Y132S2-27.5300029002.02.31.2 传动装置传动比1）传动装置总传动比 i=2）分配到各级传动比 因为i=已知带传动比合理范围为24。故取i。分配减速器传动比，因为i=i其中i为齿轮高速级传动比，i为齿轮低速级传动比。i=（1.31.5）i2.79故可先取i = 2.79 则i= 3.91.3 传动装置运动和动力参数计算转速：n= 2900 输入功率：P=P= 6.587 kw输出转矩：T=9.55=9.55=216921轴：转速：n=输入功率：P=P输入转矩：T= 9.55=412162轴：转速：n=输入功率：P=P =6.01kw输入转矩：T= 9.55=1543743轴：转速：n输入功率：P 输入转矩：T9.55=413504 4轴（卷筒轴）：转速：n输入功率：P=P =5.770.990.96=5.484kw 输入转矩：T9.55393007 表4.1 各轴运动和动力参数轴 号功率（KW）转矩（N）转速（）电机轴6.587 2169229001轴6.2584121614502轴6.01154374371.7953轴5.77413504133.26卷筒轴5.484393007133.261.4 带传动设计1.4.1 确定计算功率P 据机械设计表8-8查得工作情况系数K= 1 。故有： P=KP =6.587kw1.4.2 选择V带带型 据P和n有机械设计图8-11选择A带。1.4.3 确定带轮基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮基准直径d由机械设计表8-7和8-9，取小带轮直径d=80mm （2）验算带速v，有： v= 因为 v 在530之间，故带速适宜。 （3）计算大带轮基准直径d d1.4.4 确定V带中心距a和基准长度L (1)据机械设计式8-20初定中心距a=324(2)计算带所需基准长度 L2a+ 由机械设计表8-2选带基准长度L=1100mm.（3）计算实际中心距 a 1.4.5 验算小带轮上包角 1.4.6 计算带根数z（1）计算单根V带额定功率P由d和n查机械设计表8-4a得 P=1.64kw据n= 2900，i=2和A型带，查机械设计8-5得 P=0.34kw分别查机械设计表8-6得K=0.98 、K= 0.91 ，于是： P=(P+P)KK =(1.64+0.34) 0.910.98 =1.766kw（2）计算V带根数z z=3.73 故取 4 根。1.4.7 计算单根V带初拉力最小值（F）由机械设计表8-3得A型带单位长质量q= 0.105 。所以 （F）=500 = =120.627N应使实际拉力F大于（F）1.4.8 计算压轴力F压轴力最小值为： （F）=2（F）sin =24120.627 =959.032N2. 减速器内部传动设计2.1高速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 1）按要求传动方案，选择圆柱斜齿轮传动；2）运输机为通常工作机器，速度不高，故用8级精度； 3）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS； 4）选小齿轮齿数为Z= 23，大齿轮齿数Z可由Z=i 得Z= 89.7 取90 5）初选螺旋角=14。2.按齿面接触疲惫强度设计 按公式： d （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由机械设计图10-20选择区域系数Z=2.433 3）由机械设计式（10-21）计算接触疲惫强度用重合度系数Z =23.575 =1.643 4）由机械设计表10-7选择齿宽系数=1。 = =123tan14/3.14 =1.7925 =0.6845）由机械设计表10-5查材料弹性影响系数Z=189.8MP6）由机械设计图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限=600MP；大齿轮接触疲惫强度极限=550MP。 由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数Z 7）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数1091./90=4.2688108由机械设计图10-23查取接触疲惫寿命系数K= 0.92 ； K= 0.94 。 8）计算接触疲惫许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，有 = = 取和中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力 即 = =517MPa (2) 计算 1）计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式可得： = 36.525mm 2)计算圆周速度。 v= 3）计算齿宽b及模数。 b=136.525=36.525mm 4）计算实际载荷系数K。 已知使用系数K=1，据v= 2.773 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称部署，由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.14 ，K=1.449 （插值法）。 齿轮圆周力=2 41216/0.36525=2256.865N 61.79N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4故载荷系数： K=KKKK =1.14 1.0 1.4 1.449=2.3126 5)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： d=d=36.525 6）计算模数m m=44.256cos14。/23=1.867mm3.按齿根弯曲疲惫强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）选择载荷系数。 =1.3 2）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数/cos2=1.643/0.948=1.733 由式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数YY=1-/120=1-1.64314/120=0.808 3）计算当量齿数。 Z=23/=25.178 Z=90/=98.52 4）查取齿形系数 由机械设计表10-17查得Y=2.63 ，Y=2.19 5）查取应力校正系数 由机械设计表10-18查得Y=1.59 ，Y=1.8 6）由机械设计图10-24c查得小齿轮弯曲疲惫强度极=500MP，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MP 7）由机械设计图10-22取弯曲疲惫寿命系数K= 0.9 ，K= 0.92 8）计算弯曲疲惫许用应力 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，则有： = =9）计算大、小齿轮 ，并加以比较 = = 因为 小 齿轮大于 大 齿轮，所以取=0.0238（2）计算齿轮模数 m 4.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前数据准备1)圆周速度v=1.35823/cos14=32.19mmv=2.444m/s b=32.19mm 2）齿高h及宽高比 b/h 2.251.358=3.0555 b/h=10.535mm 3)计算实际载荷系数K 据v= 2.444 ，8级精度。由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.11 ，K=1.447 （插值法）。 齿轮圆周力=241216/0.3219=2560.7953N 79.5525N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4 结合b/h= 10.535 ，查图10-13，得K=1.35 载荷系数K=KKKK=1.111.01.41.35=2.0979 由式（10-13）可得按实际载荷系数算得齿轮模数 对比计算结果，从标准中取= 2mm = d1cos22 =875.几何尺寸计算（1）计算中心距 a= 圆整为112mm（2）按圆整后中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=13.29（3）计算大，小齿轮分度圆直径 d d （4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取b= 52mm ，b=46mm 6 .关键设计结论 齿数=22 ，= 87，模数= 2 ，压力角，螺旋角=13.29 变位系数 ，中心距a= 112mm ，齿宽b=52mm ，b=46mm小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质），齿轮按8级精度设计2.2 低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 1）按选定齿轮传动方案，选择圆柱斜齿轮； 2）选择8级精度； 3）材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBS二者硬度差为40HBS； 4）初选小齿轮齿数为Z=23 ，大齿轮Z=65 5）初选螺旋角。2.按齿面接触疲惫强度设计 按公式： d （1）确定公式中各数值 1）试选K=1.3。 2）由机械设计图10-20选择区域系数Z=2.433 3）由机械设计式（10-21）计算接触疲惫强度用重合度系数Z =arcos23cos20.562/(23+21cos14)=30.295 =arcos65cos20.562/(65+21cos14) =24.612 =23(tan30.295-tan20.562)+65(tan24.612-tan20.562)/2=1.6244）由机械设计表10-7选择齿宽系数=1。 = =123tan14/ =1.825 = =0.6875）机械设计表10-6查得材料弹性影响系数Z=189.8MP6）由机械设计图10-25d按齿面硬度查小齿轮接触疲惫强度极限=600MP；大齿轮接触疲惫强度极限=550MP。 由机械设计式（10-23）可得螺旋角系数Z 7）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数 1081.由机械设计图10-23查取接触疲惫寿命系数K= 0.9 ； K= 0.92 。9）计算接触疲惫许用应力 取失效概率为1%。安全系数S=1，有 =MPa =MPa 取和中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力 即 = =506MPa (2) 计算 1）计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式可得： d 2)计算圆周速度。 v= 3）计算齿宽b及模数。 b= 59.18mm 4）计算实际载荷系数K。 已知使用系数K=1，据v= 1.152 ，8级精度。小齿轮是相对支承非对称部署，由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.08 ，K= 1.456 （插值法）。 齿轮圆周力=5217.10N 88.156N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4故载荷系数： K=KKKK =1.081.01.41.456 =2.2 5)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径： d=d=59.181.19168=70.524 6）计算模数m m=70.524cos14/23=2.975mm3.按齿根弯曲疲惫强度设计 按公式： m（1）确定计算参数 1）选择载荷系数。 =1.3 2）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲惫强度重合度系数 由式（10-19），可得计算弯曲疲惫强度螺旋角系数Y =1-1.82514/120 =0.787 3）计算当量齿数。 Z= Z= 4）查取齿形系数 由机械设计图10-17查得Y= 2.65 ，Y=2.25 5）查取应力校正系数 由机械设计图10-18查得Y= 1.59 ，Y=1.76 6）由机械设计图10-24c查得小齿轮弯曲疲惫强度极=500MP，大齿轮弯曲疲惫强度极限=380MP 7）由机械设计图10-22取弯曲疲惫寿命系数K=0.88 ，K=0.9 8）计算弯曲疲惫许用应力 取弯曲疲惫安全系数S=1.4，则有： = =9）计算大、小齿轮 ，并加以比较 = = 因为 大 齿轮大于 小 齿轮，所以取=0.0162（2）计算齿轮模数 m = =1.838mm4.调整齿轮模数 （1）计算实际载荷系数前数据准备1)圆周速度v=1.83823/cos14=43.568mmv= b=43.568mm 2）齿高h及宽高比 b/h 2.251.838=4.135mm b/h=10.568mm 3)计算实际载荷系数K 据v= 0.848 ，8级精度。由机械设计图10-8、表10-4得K= 1.05 ，K= 1.451 （插值法）。 齿轮圆周力=2154374/43.592=7082N 162.5N/mm 查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数K=1.4 结合b/h=10.535mm ，查图10-13，得K=1.35 载荷系数K=KKKK =1.051.01.41.35 =1.9845 由式（10-13）可得按实际载荷系数算得齿轮模数 对比计算结果，从标准中取=2.5 = 26 =i2=735.几何尺寸计算（1）计算中心距 圆整为128mm（2）按圆整后中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=14.8（3）计算大，小齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 b= 圆整后取b= 74mm ，b=68mm 6 .关键设计结论 齿数= 26 ，= 73 ，模数= 2.5 ，压力角，螺旋角=14.8 变位系数 ，中心距a=128mm ，齿宽b=74mm ，b=68mm小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质），齿轮按8级精度设计 误差分析(误差应该在) 23.92.79=21.762 符合工程要求3. 减速器箱体结构尺寸计算箱座壁厚mm 取=8mm箱盖壁厚6.4mm 取=6mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm箱盖凸缘厚度=1.5=9mm箱座底凸缘厚度=2.5=20mm地脚螺栓直径=16mm 取=20mm地脚螺栓数目：因a=112mm ，故n=4轴承旁联接螺栓直径 取=16mm箱盖和箱座联接螺栓直径20 取=12mm两侧箱体内壁间距：l=（150200）mm，取l=150mm轴承端盖螺栓直径8mm 取=8mm视孔盖螺钉直径6mm 取=8mm定位销直径d=9.6mm 取d=10mm、到外箱壁距离：=22mm, =20mm, =26mm、到凸缘边缘距离：=20mm =24mm轴承旁凸台半径： 20mm凸台高度h=10mm外箱壁至轴承座断面距离=47mm大齿轮顶圆（蜗轮外圆）和内机壁距离 取12mm齿轮端面和内机壁距离，取=10mm箱盖、箱座肋厚：5.1mm 6.8mm4. 轴设计4.1 轴设计4.1.1轴上功率P1、转速N1和转矩T1计算在前面设计中得到： 1轴：转速：n=输入功率：P=P输入转矩：T= 9.55=412164.1.2求作用在齿轮上力因在前面设计中得到高速级小齿轮分度圆直径为： 所以F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N压轴力959.032N4.1.3初步确定轴最小直径初步估算轴最小直径。选择材料为45钢，调制处理。有机械设计中表15-3，取A= 120 ，于是就有d=A因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d= d=20.91mm又因为带型号为A型，带根数z=4 ，大带轮基准直径D=160mm故轴最小直径d=28mm4.1.4 轴结构设计确定轴上零件装配方案（依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度）1.各段轴直径确实定如表位置直径(mm)理由28由前面算得带轮孔径32为满足带轮轴向定位要求，轴段需制出一个轴肩， 2，故取=3235依据 =32 选择7207AC角接触球轴承其尺寸为35721738左端滚动轴承采取轴肩进行轴向定位由2上得轴承定位轴肩高度h= 1.5 ，所以取=3844取安装齿轮处轴段直径44 38齿轮右端采取轴肩定位，取h= 3 ，则轴环处直径 38 。35见段理由。2.各轴段长度确实定如表位置长度（mm）理由52安装大带轮轮毂宽度取，则可取该轴段长度83该段轴长度应考虑轴承端盖上螺钉装拆空间要求。轴承端盖上螺钉, 可结合图5-17和表14-81来选择：螺栓GB/T 5781 M825，轴承端盖凸缘厚度取10mm,调整垫圈厚度取2mm,轴承座孔加工凸台高度取5mm，预留轴承端盖外端面和大带轮端面间距离35mm, 于是，确定第二段轴长度：17可取轴承宽度B，即：mm90 52mm10mm29确实定应考虑轴承宽度、挡油盘安装尺寸及倒角尺寸，取挡油盘为2mm薄板冲压结构，倒角取245，可取高速轴装配方案以下图所表示， 4.1.5求轴上载荷首先依据轴结构图（上图）做出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，应从手册中查取a值。对于7207AC 角接触球轴承，因为手册中查得a= 21mm。所以，确定简支梁轴支撑跨距=131mm 、= 112mm 、=34mm依据轴计算简图做出轴弯矩图和扭矩图LAB=L1 =131mm LBC=L2= 112mm LCD=L3=34mm（1）计算小齿轮轮齿作用力: F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N压轴力959.032N（2）H面载荷分析建立力系平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出C截面弯矩 Nmm（3）V面载荷分析集中力偶Nmm建立力系平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出：C左截面弯矩 NmmC右截面弯矩 Nmm在带传动压轴力作用下I轴载荷分析N（方向未定）建立力系平衡条件：求解上述方程，可得：NN可计算出弯矩： Nmm Nmm（5）合成弯矩计算因为带传动压轴力方向未定，计算合成弯矩时，假设作用下轴弯矩方向和H面弯矩及V面弯矩协力矩方向相同。可计算以下截面合成弯矩：B截面合成弯矩： NmmC截面左侧合成弯矩： Nmm Nmm（6）转矩计算取折合系数，则可计算： Nmm可绘制转矩图，图5-3所表示。（7）计算弯矩计算可计算以下截面计算弯矩： Nmm Nmm Nmm 高速轴受力分析 高速轴上载荷分布载荷水平面H垂直面V支反力FNNNN弯矩M Nmm Nmm Nmm总弯矩 Nmm扭矩T Nmm4.1.6 按弯扭合成应力校核轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面）强度。依据2式（15-5）、表15-4及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6， 轴计算应力 前已选定轴材料为45 ，调质处理，由2表15-1查得=60 MPa。所以,故安全。4.1.7键连接强度计算依据设计要求确定键关键尺寸轴直径d= 28mm ，键宽b键高h 87mm ，键长L= 50mm ，工作长度=L-b=42mm前已选定轴材料为钢，载荷性质为轻微冲击，由2表6-2查得=100120 MPa。所以,故安全4.1.8轴承寿命计算查1表15-4可知7207AC 类轴承基础额定动载荷29KN查2表13-4可知温度系数N依据2中表13-6载荷系数、表13-7可知接触时派生轴向力0.68434.49=295.45 N 0.681517.96=1032.21N 295.45+430.68 =726.13N经过比较可得轴承 被压紧, 轴承 被放松=295.45N 295.45+430.68 =726.13N求轴承当量动载荷和因为=e ，e由表13-5分别进行查表得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y =1.2(1.0434.49+01532.73)=521.39N1.2(11517.96+0726.13)=1821.55N验算轴承寿命因为 ,所以按轴承 受力验算（球轴承）由2式13-5得该带式输送机传动装置要求工作8年，每十二个月工作300个工作日，每日工作8小时，十二个月要求工作2400h。由上述寿命计算结果可知，轴承D寿命较短，能工作约。所以，I轴轴承采取7207AC，寿命能满足机器工作寿命要求。