機械設計課程設計41422

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目：設計一用于帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器 學號：1200401067 班級：機制（2）班 姓名：王生財 2014年 12月24日目 錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設計計算.6五、軸的設計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、速軸的疲勞強度校核.27九鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設

2、計內容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： F = 5.5 kN； 2運輸帶工作速度： v = 1 m/s； 3卷筒直徑： D = 383 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量。設計計算及說明結果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝

3、置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅動卷筒的轉速，即一般常選用同步轉速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機選擇1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y132M-4嗎系列三項異步電動機。它為臥式封閉結構2電動機容量1) 卷筒軸的輸出功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；V帶傳動=0.96

4、則故 3電動機額定功率由1表20-1選取電動機額定功率4電動機的轉速為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為可見只有同步轉速為3000r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為Y132S2-2。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉速起運轉矩最大轉矩Y132S2-27.5KW2900r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=24.29（符合24<<34）2)、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比

5、三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉矩T(Nm)將計算結果匯總列表備用。項目電動機高速軸中間軸低速軸N轉速（r/min）29001450352119P 功率（kW）6.636.366.055.75轉矩T(Nm)i傳動比24.122.95效率0.950.980.97四、傳動件的設計計算1設計帶傳動的主要參數(shù)。已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉速 大帶輪轉速，傳動比。設計內容包括選擇帶的型

6、號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行）1）、計算功率 =2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10機械設計p157選擇A型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑，由（機械設計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速v 因為5m/s<19.0m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍（3）、計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)式8-15 ，初定=250mm（4）、確定V帶的中心距a和基準長度 a、 根據(jù)式8-20

7、機械設計p152 0.7 0.7 262.5a750 初定中心距=500mm b、由式8-22計算帶所需的基準長度 =2+=2×500+×0.5×（125+250）+（250-125）（250-125）/4×5001597mm由表8-2先帶的基準長度=1600mmc.計算實際中心距a+( -)/2500+（1600-1597）/2501.5mm中心距滿足變化范圍:262.5750mm（5）.驗算小帶輪包角 180°-（-）/a×57.3°180°-（250-125）/501.5×57.3° 16

8、6°>90° 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知A型v帶，小帶輪轉速=2900r/min 轉動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99=(+)××=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KWZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值500*+qVV=190.0

9、N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N對于運轉后的V帶,初拉力為:1.3=247N（8）計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=754N（9）.帶輪的設計結構A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結構形式為:腹板式. C結構圖 （略）2、齒輪傳動設計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調質處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調質處理 HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=20，則=，=204.12=82.4

10、，取=83并初步選定15°確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.425c.由圖10-26查得, ,則d.計算小齒輪的轉矩:。確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/S=5

11、40Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、計算（1）計算圓周速度:V=n1/60000=3.26m/s （2)計算齒寬B及模數(shù)B=d=1X42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmH=2.25=4.66mmB/H=42.9/4.66=9.206（3）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.704（4）、計算載荷系數(shù)由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數(shù)（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =46.22mm（6）、計算模數(shù)= Cos/Z1=2.232mm4）、按齒根彎曲強度設計由式10-17(1)、計算載荷

12、系數(shù):(2)、根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)、計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ，（4）、由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.85,=0.88計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、計算大小齒輪的，并比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。（6）、計算法向模數(shù)對比計算結果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=46.22mm來計算應有的數(shù),于是有:取2mm；（7）、則，故取=22.則=90.64，

13、?。?）、計算中心距 取a1=116mm（9）、確定螺旋角 （10）、計算大小齒輪分度圓直徑:=（11）、確定齒寬 取5）、結構設計。（略）配合后面軸的設計而定低速軸的齒輪計算1）、選擇材料熱處理方式（與前一對齒輪相同）(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調質處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調質處理 HB2=240HBS2）、取小齒輪=20，則=59 取=59，初步選定15°3）、按齒面接觸強度計算:確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c.由圖10-26查得則d.

14、計算小齒輪的轉矩: 確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa4）、計算(1)、圓周速度:V=n1/60000=1.21m/s（2）、計算齒寬b及模數(shù)B=d=1X65.87=65.87

15、mm=cos/ =3.18mmH=2.25=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、計算縱向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得:故 載荷系數(shù) K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 =70.48mm（5）計算模數(shù)= cos/=3.404mm5）、按齒根彎曲強度設計 由式10-17a上式中b根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.85c計算當量齒數(shù)齒形系數(shù) ，由1圖10-5查得由圖10-20C但得=500 MPa

16、=380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89d計算彎曲疲勞應力:取安全系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比較 且，故應將代入1式（11-15）計算。f法向模數(shù)對比計算結果,為同時滿足接觸疲勞強度,則需按分度圓直徑=70.48mm來計算應有的數(shù),于是有:取2.5mm .則g中心距 取a1=138mmh確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑:=J 齒寬 取4)、齒輪結構設計，（略）配合后面軸的設計而定五、軸的設計計算為了對軸進行校核，先求作用在軸上的齒輪的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設計1）按齒輪

17、軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=18.375mm。由機械設計手冊表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=20mm 有最小直徑算出）B段：=25mm，根據(jù)油封標準，選擇氈圈孔徑為25mm的C段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑D段：=36mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mmE段：=45.58mm，將高速級小齒輪設計為齒輪

18、軸，考慮依據(jù)課程設計指導書p116G段， =30mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合，取軸承內徑F段：=36mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm第二、確定各段軸的長度A段：=1.6*20=32mm,圓整取=30mmB段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmC段：=28mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齒輪的齒寬D段：=92mm

19、, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內壁寬度減去箱體內已定長度后圓整得=92mm軸總長L=290mm兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm，2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調質處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=27.325mm。根據(jù)減速器的結構，軸的最小直徑應該設計在與軸承配合部分，初選圓錐滾子軸承30206，故取=30mm軸的設計圖如下：首先，確定各段的直徑A段:=30mm,與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合F段：=30mm，與軸承（圓錐滾子軸承30206）配合E段：=38mm，非定位

20、軸肩B段：=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=64.94mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：=50mm, 定位軸肩然后確定各段距離：A段： =29mm, 考慮軸承（圓錐滾子軸承30207）寬度與擋油盤的長度B段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內壁的距離及其厚度C段：=75mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm（為了安裝固定）F段：=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內壁到齒輪齒面的距離D段：=9.5mm,由軸得出的兩軸承間距離（不包括軸承長度）S=174mm減去已知長度 得出3、軸的設計計算輸入功率P=5.58KW,轉速n =119r/min,T=46

21、0300Nmm軸的材料選用40Cr（調質），可由表15-3查得=110所以軸的直徑: =39.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%，=44.408mm。由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH3軸孔的直徑=45mm長度L=84mm軸設計圖 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =45mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合B段: =60mm,非定位軸肩,h取2.5mmC段: =72mm,定位軸肩，取h=6mmD段: =68mm, 非定位軸肩，h=6.5mmE段: =55mm, 與軸承（圓錐滾子軸承30211）配合F段: =60mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段: =

22、45mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =46.5mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（圓錐滾子軸承30212）寬度需要D段: =57.5mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =33mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算,第一根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向是右旋由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在C右邊W=0.1=9469=/W=14.49

23、MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第二根軸求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向兩個都是左旋由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,W=0.1=33774=/W=5.98MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪齒向是右旋，：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩 算得W=19300=/W=19.77MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為30206的圓錐滾子軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷

24、 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=43.3KN,基本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計

25、算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， N所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷Cr=90.8KN,基本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核鍵A10×2

26、8，b×h×L=6×6×20 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa=125MPa滿足設計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 A12×25，b×h×L=10×8×36 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設計要求3軸上）聯(lián)軸器處采用鍵A，b×h×L=14×9×70 單鍵滿足設計要求2）聯(lián)接齒輪處采用A型鍵A 單鍵125Mpa滿足設計要求八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結構如下：（1）判斷危險截面在A-B軸段內只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸

27、，軸的最小直徑是按照扭轉強度較為寬裕是確定的，所以A-B內均無需疲勞強度校核。從應力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應力集中最為嚴重，截面E左端面上的應力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。（2）.截面右側：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力軸的材料為40Cr,調質處理。由表15-1查得：截面上理論應力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3

28、-12a）得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：E段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面IV上的扭矩T3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故E段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm機蓋壁厚10.02a+3=6.06mm<8mm,取8mm機座凸緣厚度b1.5=12mm機蓋凸緣厚度b11.5=12mm機座底凸緣厚度p2.5=20mm取30mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=12.288mm取16mm地腳螺釘數(shù)目na<250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=13.15mm取8mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)150