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1、机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一张（A）3. 轴零件图一张（A）4. 齿轮零件图一张（A） 机 械 工 程 系 06汽车（2） 班级设计者： 彭 亚 南 指导老师： 苗 晓 鹏 完成日期： 2009年3月1日 成绩：_安 阳 工 学 院计算过程及计算说明一、 传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=300mm。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
2、：（1）传动装置的总功率：总=带3轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9830.970.990.96=0.83(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000总）=25001.7/（10000.83）=5.12KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.7/300=108.2r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒n筒=（624）108.2=649.42597.4r/min符合这一范围的同步转速有750、100
3、0、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由机械设计手册查得。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，可见第3方案比较适合，则选n=1000r/min。4、确定电动机型号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Y13M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，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=960/108.2=8.872、分配各级伟动比（1） 据指导书P7表1，取齿轮i带=2.3（V带传动比I1=24合理）（2） i总=
4、i齿轮i带i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.3=417.39(r/min)nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作带=5.120.96=4.92KWPII=PI轴承齿轮=4.920.980.97=4.67KWPIII=PII轴承联轴器=4.670.970.99=4.48KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T工作=95505.12/960=50.93TI= T工作带i带=50.932.30.96=
5、112.6NmTII= TIi齿轮轴承齿轮=112.63.860.980.97=412.45NmTIII=TII轴承联轴器=412.450.970.99=395.67N五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.15.5=6.05KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图8-10得：选用A型3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v。1）初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度v=dd1n1/（601000）=1001000/（601000）=5.24
6、m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带dd1=2.3100=230mm由课本表8-8，圆整为dd2=250mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2500+3.14（100+250）/2+（250-100）2/（4500）1561mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm按课本式（8-23）实际中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=50
7、0+（1400-1561）/2=425mm5.验算小带轮上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a57.30=1800-（250-100）/42757.30=1520900（适用）1. 确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表8-4a得P0=0.988KW根据n1=960r/min，i带=3.4和A型带，查课本表（5-6）得P0=0.118KW根据课本表8-5得Ka=0.91根据课本表8-2得KL=0.99由课本P83式（5-12）得Pr=（P0+P0）KaKL=（0.988+0.118）0.910.99=0.996kw2)计算
8、V带的根数z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为7根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500（2.5-0.91）6.05/（0.9175.24）+0.15.242N=147N应使带的实际初拉力F0(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=27147sin（146/2）=1968N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为
9、一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。3）选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数z2=243.86=92.64，取93。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=95.51064.92/342.86=Nmm3)由课本表10-7选取齿款系数d=14)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8M
10、Pa1/25)由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60342.861(1630010)=9.874108NL2=NL1/i=9.874108/3.86=2.558108 7）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.988）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.96600/1.0Mpa=576MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.98550
11、/1.0Mpa=539Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值dd12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=2.321.31.37105（3+1）189.82/(3.865392) 1/3=71.266mm2)计算圆周速度v。v=dd1n1/（601000）=3.1471.266342.86/（601000）=1.28m/s3）计算齿宽b。b=dd1=171.266mm=71.266mm4） 计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm齿高：h=2.25m=2.252.969=6.68mmb/h=10.675） 计算载荷系
12、数。根据v=1.28m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07；直齿轮，KHa=KFa=1：由课本表10-2查得KA=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.316由b/h=10.67，KH=1.316查课本表10-13得KF=1.28：故载荷系数K=KAKVKHaKF=11.0711.316=1.4086)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=71.266 (1.408/1.3) 1/3=73.187mm7)计算模数m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3.
13、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3（1） 确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.883)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.85500/1.4=303.57MPaF2= KFN2FE2/S=0.88380/1.4=238.86MPa4)计算载荷系数K K=KAKVKFaKF=11.
14、0711.28=1.375)取齿形系数。由课本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6） 查取应力校正系数由课本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.7647） 计算大、小齿轮的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.651.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2/F2=2.2261.764/238.86=0.01644大齿轮的数值大。8)设计计算 m21.371.371050.01644 /(1242) 1/3 =2.2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿
15、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2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度的的分度圆直径d1=73.187，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=73.187/2.5=30大齿轮的齿数z2=3.8630=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 d1= z1m=302.5=75mm d2= z1m=1162.5=290mm（2）计算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）计算齿轮宽度 b=d d1=175=75mm取B2=
16、75mm ，B1=80mm六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩TPII输=4.670.98=4.58kwn2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/minT2=NmmPI输=4.920.98=4.82 kwn1=417.39 r/minT1= Nmm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mmFt2=2T2/d2=2/355=2011NFr2= Ft2tan20=20110.3642=825N因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mmFt1=2T1/d1=2/84=2401NFr1=Ft1tan20=24010.3642=
17、729N4、初步确定轴的最小直径 先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A0=112，于是得dmin2= A0（PII输/ n2）1/3=112（4.58/108.13）1/3=39.04mmdmin1= A0（P1输/ n1）1/3=112（4.82/417.39）1/3=25.32mm5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca= KAT2=1.3=.8 Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条
18、件，查机械设计手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 Nmm。联轴器的孔径d1=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=58mm。6、轴承的选择初步选择滚动轴承。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，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213，其尺寸dDT=65mm120mm23mm。7、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由课本表6-1查得平键截面bh=20mm12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器
19、与轴的连接，选用平键为12mm8mm50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为245。9、求轴上的载荷1轴2轴按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca1=M12+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6）2 1/2/（1843） =0.29MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6）2 1/2/33656.9 =6.28 MPa前已选定轴的材料为45
20、钢，调制处理，由课本表15-1查得-1=60MPa。因此ca1ca2-1，故安全。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1636010=小时1、计算输入轴承（1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5根据课本P262（11-6）式得PI=fPxFr1=1.5(11039)=1558.5NPII=fPxFr2=1.5(1977.5)=1466.25 N (3)轴承寿命计算深沟球轴承=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=10644.8106 3/
21、60320(1.51558.5) 3=3.671014h57600hLh2=106C3/(60nP23)=10644.8106 3/6070.8(1.51466.25) 3=1.991015h57600h预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式（6-1）p=2T103/（kld）确定上式中各系数TI=100.871NmTII=397.656Nm k1=0.5h1=0.512mm=6mmk2=0.5h2=0.58mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmp1=2TI103/（k1l1d1）=274.
22、22103/（65170）=6.93MPap2=2TII103/（k2l2d2）=2315.51103/（43838）=109.24 MPa由课本表6-2p=100-120所以p1p p2p 满足要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚9机盖壁厚19机座凸缘厚度b13机盖凸缘厚度b113机座底凸缘厚度b222地脚螺钉直径df22地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距 l 150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C126, 22, 16df， d2至凸缘边缘距离C225, 15轴承旁凸
23、台半径R124凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60大齿轮顶圆与内机壁距离110齿轮端面与内机壁距离2 10机盖、机座肋厚m1 ,m7， 7轴承端盖外径D2160， 160轴承端盖凸缘厚度t 8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2 总=0.83P工作=5.12KWn滚筒=108.2r/min电动机型号Y132M2-6i总=8.87据手册得i齿轮=3.86i带=2.3nI =960r/minnII=417.39r/minnIII=108.13r/minPI=4.92KWPII=4.67KWPIII=4.48KW
24、TI=112.6NmTII=412.15Nm TIII=395.67NmV=5.24m/sdd2=340mm取标准值dd2=355mmLd=1600mm取a0=500Z=7F0=147N（Fp）min =1968Ni齿=3.86Z1=24Z2=77T1=NmmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=9.874108NL2=2.558108KHN1=0.96KHN2=0.98H1=576MpaH2=539Mpad1=71.266mmm=2.5mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.226YSa2=1.764m2.22mmd1=75mmd2=290mma=183m
25、mB2=75mmB1=80mmFt2=2011NFr2=826NFt1=2401NFr1=729Ndmin2=39.04mmdmin1=25.32mm深沟球轴承213，其尺寸dDT=65mm120mm23mmca1=0.27MPaca2=5.96MPa轴承预计寿命hf P=1.5PI=1558.5NPII=1466.25 NLh1=3.671014hLh2=1.991015hk1=6mmk2=4mml1= 51mml2=38mmd1=70mmd2=38mmp1=6.93MPap2=109.24 MPap=100-120指导教师评语：课程设计报告成绩： ，占总成绩比例： 课程设计其它环节成绩：环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 环节名称： ，成绩： ，占总成绩比例： 总 成 绩： 指导教师签字：年 月 日本次课程设计负责人意见：负责人签字：年 月 日