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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械设计及其自动化专业二班设计者指导老师韦衡冰2010 年 12 月 20 日梧州学院精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 20 页目录一 设计任务书2 二. 传动装置总体设计3 三 电动机的选择 4 四 V 带设计 6 五带轮 的设计 8 六齿轮的设计及校核 9 七高速 轴的设计校核14 八低速 轴的设计 和校核21 九 .轴承强度的校核 29十键的选择和校核 31十一.减速箱的润滑方式和密封 种类的选择 32十二. 箱体的设置 33十三.减速器附件的 选择 35十
2、四.设计总结 37十五。参考文献 38精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 20 页一任务设计书第 1 题 ： 设计一带式输送机传动装置题号1-A 1-B 1-C 1-D 1-E 输送带的牵引力 F/kN 2 1.25 1.5 1.6 1.8 输送带的速度 v/(m/s) 1.3 1.8 1.7 1.6 1.5 输送带滚筒的直径D/mm 180 250 260 240 220 工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期10 年（每年300 个日），小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为 5% 。生产条件：中
3、等规模机械厂，可加工78 级齿轮及蜗轮。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 20 页动力来源：电力，三相交流（380/220）。设计工作量： 1.减速器装配图一张（ A1） 2.零件图（ 13） 3.设计说明书一份选择数据：输送带的牵引力F=2kN 输送带的速度 v=1.3m/s 输送带滚筒的直径D=180 二、选择电动机1传动装置的总效率： =122345式中：1为 V 带的传动效率，取1=0.96；2为两对滚动轴承的效率，取2=0.99；3为一对圆柱齿轮的效率，取3=0.97。4为弹性柱销联轴器的效率，取4=0.98；5
4、为运输滚筒的效率，取5=0.96。所以，传动装置的总效率 =0.96 0.99 0.99 0.97 0.98 0.96=0.86 电动机所需要的功率P=FV/ =2000 1.3/0.86=3.02kw。2卷筒的转速计算wn=601000V/D=6010001.3/3.14180=138r/min V 带传动的传动比范围为1i=25。机械设计第八版155 页：传动比大，会减小带轮包角。当带精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 20 页轮的包角减小到一定程度时，带传动就会打滑，从而无法传递规定的功率。因此，带传动的传动比一般为i
5、 7, 推荐值为 i= 25。单级圆柱齿轮减速器，推荐传动比为2i810。详见机械设计第八版 413页，表 18-1 单级圆柱齿轮减速器总传动比的范围为 16，50；电动机的转速范围为 2208,5520。3选择电动机的型号：根据工作条件，选择一般用途的Y 系列三相异步电动机，根据电动机所需的功率，并考虑电动机转速越高，总传动比越大，减速器的尺寸 也相应 的增大 ， 所以选 用 Y112M-2 型 电动 机。 额定功率4KW，满载转速2890（r/min）,额定转矩2.2（N/m）,最大转矩2.3（N/m）。4计算传动装置的总传动比和分配各级传动比总传动比/bwinn=2890/138=20.
6、9 式中：n为电动机满载转速；wn为工作机轴转速。取 V 带的传动比为1i=3，则减速器的传动比2i=bi/3=6.96。5计算传动装置的运动和动力参数6.计算各轴的转速。轴：11/2890 / 3963.32nnir/min 轴：2/ 6.96138 / mininnr精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 20 页卷筒轴：32nn=138r/min 7.计算各轴的功率轴：1PP1=3.020.96=2.8992kW 轴21PP23=2.89920.990.97=2.7841kW卷筒轴的输入功率： P3=P22=2.7841
7、0.98 0.99=2.7kW8计算各轴的转矩电 动 机 轴 的 输 出转 转 矩 ： T0=9550P/n=95503.02/2890=9.98 Nm 轴的转矩： T1=T1i112=9.98 3 0.96 0.99=28.45Nm 轴 的 转 矩 ： T3=T2i223=28.45 6.96 0.99 0.97=190.15 Nm 第二部分传动零件的计算三 V 型带零件设计1.计算功率：PCA=KAP=1.34=5.2Kw kA-工作情况系数，查表取值1.3。机械设计第八版156页p- 电动机的额定功率2.选择带型根据 PCA=5.2kW，n=2890,可知选择A 型；机械设计第八版157
8、页由表 86 和表 88 取主动轮基准直径dd1=90mm 则从动轮的直径为dd2=270mm,从表 8-8 取 dd2=280mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 20 页3.验算带的速度1000601nvdd=3.14902890/(60 1000)=13.6m/s机械设计第八版155页: 当带传动的功率一定时，提高带速，可以降低带传动的有郊拉力，相应地减少带的根数或者V 带的横截面积，总体上减少带传动的尺寸；但是，提高带速，也提高了V 带的离心力，增加了单位时间内带的循环次数，不利于带传动的疲劳强度和寿命。降低带速
9、则有相的反的利弊。由此可见，带速不宜过高或过低，一般推荐v=525m/s,最高带速 vmax30m/s。显然 13.6m/s30m/s, 这说明这个速度合理4、确定普通 V 带的基准长度和传动中心矩根据 0.7(dd1+dd 2)a0900精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 20 页机械设计第八版158页公式 8-25的引用7.确定带的根数 Z Zkkppplca)(00 =5.2/（1.66+0.36）0.960.99=2.708机械设计第八版158页公式 8-26的引用8.计算预紧力vkpFqvzca20) 15.2(5
10、00min)(机械设计第八版158 页公式8-27的引用机械设计第八版149查表 8-3得 q=0.1（kg/m）205.22.550010.1 1.251112.20.1521112.3141.2530.96F9.计算作用在轴上的压轴力002sin23 1112.3 sin79.16553.42PFzFN机械设计第八版158页公式 8-28的引用四.带轮结构设计带轮的材料采用铸铁主动轮基准直径dd1=90mm，故采用腹板式（或实心式），从动轮基准直径 dd2=280mm，采用孔板式。五齿轮的设计1选定齿轮的类型，精度等级，材料以及齿数；（1）.按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动；(2).减速器
11、运输机为一般工作机器，工作速度不是太高，所以选用精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页，共 20 页7级精度（ GB10095-88）；(3).选择材料。由表10-1 可选择小齿轮的材料为45Gr(调质)，硬度为 280HBS，大齿轮的材料为45 刚（调质），硬度为240HBS，二者的材料硬度相差为40HBS。(4). 选 小 齿 轮 的 齿 数 为24 ， 则 大 齿 轮 的 齿 数 为z2=24 6.96=167.04 ，取 z2=1682按齿面接触强度进行设计由设计公式进行计算，即213112.32()ttdEuuHZkTd机
12、械设计第八版203页公式 10-9a的引用选用载荷系数tK=1.3 3.计算小齿轮传递的转矩T1=95.51052.899/963.3=2.874 104Nm机械设计第八版205 页:由表10-7 选定齿轮的齿宽系数1d；机械设计第八版201 页:由表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.812MPa由 图 10-21d 按 齿 面 硬 度 查 得 小 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限1limH=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限2limH=550MPa N1=Lnhj160=60963.31（1630010）=2.77109N2=60n2jLh=601381(1630
13、010)=3.97 108精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 20 页机械设计第八版 206页公式 10-13的引用4.计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得SKHNH1lim11=540Mpa SKHNH2lim22=522.5Mpa 机械设计第八版205页 公式 10-12 机械设计第八版207页 KHN1=0.9, KHN2=0.95 5.计算接触疲劳许用应力。试算小齿轮分度圆的直径td1，带入H中较小的值213112.32()ttdEuuHZK Td=2.322431.32.874106.96
14、1189.816.96522.5=41.296mm (1)计算圆周的速度V10006011ndVt=3.1441.296963.32.08/601000mm s(2)计算齿宽 b tddb1=1 41.296mm=41.296mm (3)计算齿宽和齿高之比。模数11zdmtt=41.2961.7224齿高tmh25.2=2.25 1.72=3.87 mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页，共 20 页hb41.29610.673.87(4）计算载荷系数。根据 V=2.08mm/s。7 级精度，可查得动载系数vk=1.08；机
15、械设计第八版 194页图 10-8 直齿轮FKHk=1。可得使用系数Ak=1。机械设计第八版193页Hk=1.31；机械设计第八版197页表 10-4 由hb10.67，Hk=1.31 可得FK=1.25 故载荷系数HHVAKKKKK=1 1.08 1 1.311.41机械设计第八版192页 公式 10-2的引用(5）按实际的载荷的系数校正所算得的分度圆直径。311ttKKdd=31.4141.29642.4774.3mm (6）计算模数 m。11zdm=42.47724=1.77mm。6按齿根弯曲强度设计弯曲强度的计算公式321)(12FSaFadYYzKTm；机械设计第八版201页（1）确
16、定公式内各计算数值1) 查 表 可 得 小 齿 轮 的 弯 曲 疲 劳 强 度 极 限1FE=500Mpa。大齿轮的弯曲强度极限2FE=380 Mpa 机械设计第八版208精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 20 页页2）查表可得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.86,2FNK=0.87；3）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式可得SKFEFN111F=0.86500307.141.4Ma SKFEFN222F=0.87380236.141.4Ma 4)计算载荷系数 K FFVAKKKKK=1 1.081
17、1.25=1.35 5)查取齿形系数。查得1FaY2.652FaY2.145 机械设计第八版 200页6)查取应力校正系数。查表可得1SaY = 1.58 2SaY=1.97 机械设计第八版200页7)计算大，小齿轮的FSaFaYY并加以比较。111FSaFaYY=2.651.580.1363307.14222FSaFaYY=2.145 1.8450.01676236.14大齿轮的数值大。（2）设计计算。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 20 页4322 1.35 2.874 100.016761.311 24m对比计算
18、结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关,可取由弯曲强度算得的模数 2.3并就近圆整为标准值m=1.5，按接触强度计算得的分度圆直径1d=42.477mm，算出小齿轮数mdZ11=42.47728.31.5,取 29 大齿轮的齿数2Z=296.96=202 综上所述，这样设计出的齿轮传动比稳定，不仅满足了齿面接触疲劳强度，而且满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，提高了效率，有效减少各种失效，再者避免了浪费，故设计这种齿轮。7.几
19、何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=29 1.5=43.5mm d2=z2m=202 1.5=303mm (2)计算中心距221dda=43.5303173.252(3）计算齿轮的宽度1dbd43.5mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 20 页六轴的设计与校核（一）低速轴的计算1.轴的材料选取选取 45钢，调制处理，参数如下: 硬度为 HBS 220 抗拉强度极限 B650MPa 屈服强度极限 s355MPa 弯曲疲劳极限 1275MPa 剪切疲劳极限 1155MPa 许用弯应力 1=60MPa2.初步估计
20、轴的最小直径轴上的转速n2功率P2由以上机械装置的运动和动力参数计算部分可知n2 =138min/r；P2=2.7841kw取AO=115 322minnpAdo23211531.31pnmm 上式为机械设计第八版370页公式 15-2的引用输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径IIId.为了使所选的轴的直径IIId与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩2TKTAca，查表14-1，考虑到转矩变化小，故取5.1AK.则精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 14 页，共 20 页2TKTAca1.5 190285
21、mmN按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件。查机械零件手册（第5 版），选 HL2 型弹性套柱销联轴器，半联轴器孔的直径d1=32mm，长度 L82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=60mm,取IIId32mm 3.拟定轴的装配方案4. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（1）选取 dI=32mm, IL60mm。因 I-II 轴右端需要制出一个定位轴肩，故取IIId37mm。（2）初选滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，由轴知其工作要求并根据d =38mm,查机械零 件 手 册 （ 第 五 版 ） ， 选 取 轴 承 型 号 为6280 ，
22、 其 中d=40mm,D=80mm,B=18mm,所以 d -=d-=40mm,l- =l- =18mm 。（3）取做成齿轮处的轴段-的直径d45mm，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位，齿轮的宽度为44mm,取 l- =44mm 。（4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端，面间的距离 l30mm， 故取mmlIIIII05。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 15 页，共 20 页（5）齿轮距箱体内壁a=10mm，轴承位距箱体内壁s=5mm, l -=l - =a+s=
23、15mm,d -=d-=42mm 。5计算过程根据轴上的结构图作出轴的计算简图。确定轴承的支点位置大致在轴承宽度中间。L1=l- +l-+12l- =119mm L2=12l - +l-+12l- =46 L3=12l - +l -+12l- =46 L2+L3=92mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 16 页，共 20 页 计算支反力作用在低速轴上的dTFt222=32 190101254303NFr=tancostF=460.9N 水平面方向 MB0 FNH492-Ft46=0 FNH4=627N F=0,NFFFNHtNH6
24、27627125443垂直面方向 MB0，,046924rNVFF故45.2304NVF F0,NNNFFFNVrNV45.23045.2309.46043计算弯距水平面弯距34LFMNHCH=6274628842N mm垂直面弯矩MCV3=FNV32230.454610600.7LN m443230.454610600.7CVNHMFLN m合成弯矩精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 17 页，共 20 页6.按弯扭合成应力校核轴的硬度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯距和扭距的截面（即危险截面 C）的强度。根据课本式373 页 155 及上表中的值，并扭转切应力为脉动循环变应力，取 0.6，轴的计算应力WTMcca22)(3232451.01000)101906. 0(30728.4 MPa12.96 MPa 已由前面查得许用弯应力 1=60MPa，因caS1.6 （因计算精度较低，材料不够均匀，故选取s1.6）故该轴在截面右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 20 页，共 20 页