机械设计基础课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计 计算说明书 设计题目 胶带输送机减速器设计 学 院矿业一匸程学院 班 级 采矿071班 设计者 姜浩 学 号 完成时间2010.01.22 指导老师闫海峰 中国矿业大学 2010年01月22日 目录 一、传动方案拟定2 二、电动机的选择2 三、计算总传动比及分配各级的传动比3 四、 运动参数及动力参数计算 五、传动零件的设计计算 六、轴的设计计算 七、滚动轴承的选择及校核计算 14 八、键联接的选择及计算 17 19 19 九、设计小结 十、参考资料目录 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计目的：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。 (1)工作条件：连续单向运转

2、，载荷平稳，空载启动，使用年 限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差 5%o (2)原始数据：输送带拉力F=5.8KN；带速V=2.5m/s；滚筒 直径 D=450mm。 二、电动机的选择 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： (1)传动装置的总效率： n总=几带X n2轴承x 齿轮x n联轴器x耳滾筒 =0.96 X 0.992 X 0.97 X 0.99 X 0.96 =0.867 (2)电机所需的工作功率： P工作=fv/ n总 =5.8X2.5/0.867 = 16.724KW 3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n 沪60 XI000V

3、/兀 D =60X1000X2.5/Ji X450 =106.157r/min 按手册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1二=36。取V带传动比1=24,则总传动比理时范 围为IA624。故电动机转速的可选范围为ifplaxn沪（624） X 106.157=636.942-2547.768r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/mino 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。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=1500r/min。 4、

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Y200L-4o 其主要性能：额定功率：30KW,满载转速1470r/mino 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i 总电=1470/106.157=13.847 2、分配各级传动比 （1）根据指导书，取齿轮i齿轮=4.5 （单级减速器匸36 合理） （2）Vi总=4齿轮xi带 i 帯二i 总/i 齿轮=13.847/4.5=3.077 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) n 电机=1470r/min ni = n 电机/i 带=1470/3.077=477.738(r

5、/min) nm=nii= m /i 齿轮=477.748/4.5=106.166(r/min) 2、计算各轴的功率(KW) Pi=P 工作 X n 16.724 X 0.96= 16.055KW Pii=PiX r轴承X q 齿=16.055x0.99X0.97=15.418KW Piii=PiiX n 轴承x q 联轴沪 15.418X0.99X0.99=15.111KW 3、计算各轴扭矩(N-m) To= 9550XP工作/n电机 =9550 X 16.724/1470 =108.649 N m Ti=9550 xPi/m =9550 x16.055/477.738 =320.940N

6、m Tii=9550 xPn/nii =9550 x15.418/106.166 =1386.903N m Tm=9550 x P|H/n,1)=9550 x 15.111/106.166 = 1359.287N m 五、传动零件的设计计算 1、齿轮传动的设计计算 (1) 选择齿轮材料并确定许用应力 由于对减速器无特殊要求，所以齿轮采用软齿面闭式齿轮传 动。小齿轮选用40Cr钢，调质处理，齿面硬度为260 HBS。大 齿轮选用45号，调质处理，齿面硬度为220HBS；根据表选7 级精度。齿面精糙度RWl.63.2um。 由课本图 6-29 可查得。Hiimi =700 N/mm2 , o Hi

7、im2 =550 N/mm2 (取框图所示范围的中间值)。 由课本图 6-31 可查得 o Himi =260 N/mm2 , o FIim2 =200 N/mm2。 按课本表67取SH=l.b Sf=1.3o 许用接触应力为： o hi= o Fiimi / Sh =700/1.1 =636 N/mm2 o H2= o Fiim2 / Sh =550/1.1 =5OON/mm2 许用弯曲应力为： 。fi= ysT o Fiimi / Sf =260X 2/1.3=400 N/mm2 o F2= ysT o Fiim2 / Sf =200 X 2/1.3=3O8N/mm2 (2) 按齿面接触疲

8、劳强度设计计算 根据软齿面闭式齿轮传动设计准则，应首先按齿面接触强 度设计公式进行计算，然后再按轮齿弯曲强度验算公式进行验 算。 由式(625)可知设计计算公式为 心(i+1) (kTi(336)2/(4)aio h2)1/3 确定有关参数 计算小齿轮轴上的名义转距 Ti =9550 P/ n 电机=9550X 10&X 16.724/1470N m 选取载荷系数K按课本表6-4取K=1.4； 选取齿宽系数4)a参照课本表66取Ga =0.4； 因为2h2ai o H2)I/3=201.346mm 确定齿数和模数 取小齿轮齿数Zi=20o则大齿轮齿数： Z2=iZi=4.5x 20=90 模数

9、 m=2a/( Zi + Z2)= 2x201.346/(20+90)=3.661mmo 按课本表6-1选取标准模数m=4mm。 确定屮心距和齿宽 屮心距 a=m( Zi + Z2 )/2=4 x (20+90)/2=220mm 齿 宽 b= a a =0.4 x 220=88mm 模数m=4,标准压力角a=20齿定高系数ha*二1, c*二02 小齿轮(mm) 大齿轮(mm) 齿数 20 90 齿宽 103 88 分度圆直径d 80 360 齿顶高ha 1 4 齿根高hf 5 5 齿顶圆直径da 88 368 齿根圆直径df 70 350 基圆直径db 75. 18 338.29 齿距P 6

10、. 28 6. 28 齿厚s 6. 28 6.28 中心距a 220 220 (3) 验算轮齿弯曲强度 由课本式(629)可知验算公式为： ah-2 KTi YfYs /(bm2Zi) W2h 选取齿形系数Yf由表6-8查得Yfi =2.80 Yf2=2.20 选取应力修正系数Ys由表68查得Ysi=1.55 Ys2 = 1.78 分别验算两轮的齿根弯曲应力 o Fi=(2kTi/bm2Zi)YFiYsi =62. 10 N/mm2 o fi=400 N/mm2 o F2= o fi YS2Yf2/ Ysi Yfi=55.94 N/mm2 o =308 N/mm2 验算结果：轮齿弯曲强度满足要

11、求。 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质，硬度217255HBS 根据课本表10-2,取A=115 d2115 (16.055/477.738),/3mm=37.111mm 考虑有键槽，将直径增大5%,则 d=37.111x(14-5%)mm=38.967mm /.选 d=45mm 2、轴的结构设计 (1) 轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体屮央，相对两轴承对称分 布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作 过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合 固定。 (2) 确定轴各段直径和长度 第一段：di=45

12、mm 长度取 Li=60mm */ h=2cc= 1.5mm 第二段:d?二 di+2h=45+2 x2x 1.5=51 mm /. d?=51 mm 长度取L2=40mm 第三段：d尸55mm, H轴沪2mm 初选用7211c型角接触球轴承，其内径为55mm,宽度为21mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距 离。取套筒长为20mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm, 故第三段长： Ls= (2+20+21) =43mm 第四段直径d4= d3+2h=61mm L4= 105-2= 103mm 第五段直径d? = d4+2h=67mm L5=2h=6mm 第六段直径db

13、 = d4=61 mm L6=14mm 第七段直径d7 = d3=55mm L7=21 mm (3) 按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知di=m*zl=80mm 求转矩：已知Ti=320.940N m 求圆周力：Ft Ft=2Ti/di=2X 320.940/0.045=14264N 求径向力Fr Fr=Ft tana =14264Xtan20 =5191.671N 因为该轴两轴承对称，所以：La=Lb= 10.5+20+51.5=82mm (1) 绘制轴受力简图(如图a) X Fay=Fby=Fi72=2595836N Faz=Fbz=F”2=7132N 由两边对称，知截面C的弯矩也对称

14、。截面C在垂直面弯矩为 Mci=FAyL/2=2595.836x0.082/2=106.429 N m (3) 绘制水平面弯矩图(如图c) 截面C在水平面上弯矩为: Mc2=FazL/2=7 132 x 0.082/2=292.412N m (4)绘制合弯矩图(如图d) Mc=(Mci2+Mc22)1/2=(106.42924-292.4122),/2=31178Nm (5) 绘制扭矩图(如图e) 转矩：T=9.55x (P2/n2) x 106=460.47Nm (6) 绘制当量弯矩图 取a=l,(对于频繁正反转的轴，可以视为对称循环变应力a=l, 对于不变的扭矩圧0.3,对于脉动变化的扭矩

15、a=0.6,转矩变化规 律不清楚，按a=0.6)截面C处的当量弯矩： Mec=Mc2+( a T)2I/2 =311.1782+(1 x460.47)21/2=555.756N m (7) 校核危险截面C的强度 o e=Mec/Odf=555.756/0.1 x6* =24.485MPa o _ib=60MPa 该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度(217255HBS) 根据课本表10-2,取A=115 d 2 A(P3/n3) ,/3= 115(15.111/106.166)1/3=60.044mm 取 d=70mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定

16、位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体屮央，相对两轴承对称 分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采 用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则 用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套 筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 （2）确定轴的各段直径和长度 初选7014c型角接球轴承，其内径为70mm,宽度为20mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离， 则取套筒长为20mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 第一段：di=70mm长度取 Li=50mm */ h=2c c= 1.5mm 第二段:d2=di+2h=5

17、8+2x2xl.5=76mm /.d2=76mm,长度取 L2=45mm 第三段：d3=82mm, H 轴沪（d?- d2）/2=3mm 故第三段长： L3=92.5-43=49.5mm 20mm为轴承，29.5为套筒 第四段直径d4= d3+2h=88mm L4=88-2=86mm 第五段直径d5 = d4+2h=94mm L5=2h=6mm 第六段直径d6 = d4=88mm L6=23.5mm 第七段直径d7 = d3=80mm L7=20mm (3) 按弯扭复合强度计算 求分度圆直径：已知d2=360mm 求转矩：已知T2=1386.903Nm 求圆周力Ft： Ft=2T2/d2=2x

18、 1386.903X 103/360=7705.017N 求径向力Fr Fr=Ft tan a =7705.017 xtan20 =2804.397N 两轴承对称 I LA=LB=92.5mm (1) 求支反力 Fay、Fby、Faz、Fbz FAY=FBY=Fr/2=2804.397/2=1402.198N FAZ=FBZ=Ft/2=7705.017/2=3852.509N (2) 由两边对称，可知截面C的弯矩也对称 截面C在垂直面弯矩为： Mci=FayLa=140298X 0.0925=129.703 N m (3) 截面C在水平面弯矩为 Mc2=FazLb=3852.509 X 0.0

19、925=356.357N m (4) 计算合成弯矩 Mc= (Mci2+Mc22) 1/2 =(129.7032+356.3572) 1/2 =379.227N m (5) 计算当量弯矩：根据课本得a =1 Mec=Mc2+( a T)2,/2=379.2272+(l x 1386.903)2172 = 1437.815N-m (6) 校核危险截面C的强度 o e=Mec/ (O.ld?) =1437.815/(0.lx883) =21.099Mpa o _ib=60Mpa 此轴强度足够 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 16x365x10=58400 小时 1、计算输

20、入轴承 (1) 已知 m=477.738r/min 两轴承径向反力：Fri=Fr2=3870.4N 初先两轴承为角接触球轴承7010C型 轴承内部轴向 Fs=0.63Fr 则 Fsi=Fs2=0.63Fri=2438.4N (2) VFsi+Fa=Fs2 Fa=O 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 Fa i =Fs i =2438.4NFa2=Fs2=2438.4N (3) 求系数x、y Fai/Fri=2438.4N/3870.4N=0.63 Fa2/FR2=2438.4N/3870.4N=0.63 根据课本表得e=0.68 FAl/FRl58400h 预期寿命足够 2、计算输出轴承

21、(1) 已知 nii=106. 166r/min Fa=O Fr=Faz=3252.0N 试选7014C型角接触球轴承 根据课本得Fs=0.63Fr,则 FsLFs?二0. 63Fr二0. 63 X 3252二2048. 8N (2) 计算轴向载荷Fai、Fa2 */ Fs i+Fa=Fs2 Fa=O 任意用一端为压紧端，另一端为放松端。 两轴承轴向载荷：Fai=Fa2=Fsi= 2048.8N (3) 求系数x、y Fai/Fri= 2048.8/3252=0.63 Fa2/Fr2= 2048.8 / 3252=0.63 根据课本表 Fai/FriVC T Fa2/Fr2X1=1 yi=o

22、X2 1 y2=0 (4) 计算当量动载荷Pl、P2 根据表取fp=1.5 Pi=fp(XiFRi+yiFAi)=1.5x(lx3252)=4878N P2=fP(X2FR2+y2FA2)= 1.5x(1x3252)= 4878N (5) 计算轴承寿命Lh .Pi=P2 故 P= 4878N e =3 根据手册 7014C型轴承Cr=48200N 由课本表11-13查得21.00 Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/106.166x(1 x 48200/ 4878)3 = 151483.7h58400h 此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径 d=45mm,Li=60mm 查手册得，选用A型平键，得： b=14mm L=L i -b=60-14=46mm h=8mm Ti=320.940N m 得 o P=4T2/dihL=4x 320.940/45 x 8 x46 =77.522Mpa o R(110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d4=61 mm L4= 103mm T=320.940N m 查手册，选A型平键 b=18mm L=L4-b= 103-18=85mm h=l 1mm o P=4T/d4hL=4x320.940/61x11x85