机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书一、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.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22 设计题目：散料自动送料线带式传输机传动装置设计xxxxxxx设计者：xxx学 号：01号指导教师：xxx二一五年十二月十七日计算过程及计算说明一、传动方案拟定第一组：散料自动送料线带式传送机传动装置设计（1） 工作条件：散料自动送料线带式传送机传动装置单向传送，载荷平稳，空载启动，两班制工作，使用期限10年（每年按300天计算），运输带容许速度误差为5

2、%。（2） 原始数据：滚筒圆周力f=3000n；带速v=1.8m/s；直径d=300mm；二、电动机选择1、电动机类型的选择： y系列笼式三相异步交流电动机2、电动机功率及效率选择：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.950.9920.960.990.96=0.8495(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=30001.8/10000.8495=6.36kw3、确定电动机转速：（1）计算滚筒工作转速： n筒 =601000v/d =6010001.8/300 =114.6r/min （2）计算电动机转速：带传动比i带=24；齿轮传动比i齿轮=36；则总传动比的

3、合理范围为ia=624电动机转速 n电=ian筒 =（624）114.6r/min =6892750r/min查表得：符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、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：如指导书p15页第一表。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、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y132m-4。其主要性能：额定功率：7.5kw，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。三

4、、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=1440/114.6=12.572、分配各级传动比（1） 据指导书p7表1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=12.57/5=2.513四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min） ni=n电机=1440r/min nii=ni/i带=1440/2.513=573.0(r/min) niii=nii/i齿轮=573.0/5=114.6(r/min)2、 计算各轴的功率（kw） pi =p工作=6.36kw pii =pi带=6.360.95=6.042kw pii

5、i =pii轴承齿轮 =6.0420.990.96 =5.742kw3、 计算各轴扭矩（nmm） ti =9.55106pi/ni =9.551066.36/1440 =42179.2nmm tii =9.55106pii/nii =9.551066.042/573 =100700nmm tiii =9.55106piii/niii =9.551065.742/114.6 =479755.9nmm 五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1）选择普通v带截型 由课本p164表10-7得：ka=1.2计算功率： pc=kap=1.27.5=9kw由课本p165图10-8得：选用a型v带（

6、2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图10-8得，推荐的小带轮基准直径为112140mm，则取： dd1=130mmdmin=112mm dd2=n1/n2dd1 =1440/573.0130 =326.7mm由课本p166表10-8，取dd2=315mm实际传动比 i= dd1/ dd2=315/130=2.42实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2 =1440*130/326.7 =573r/min转速误差为： n2-n2/n2=（573-573）/573 =0 1200（适用）（5）确定带的根数根据课本p162表（10-4），由线性插值法可得： p0=2.17kw根据课本p163表

7、（10-5），由线性插值法可得： p0=0.168kw根据课本p164表（10-6）得： k=0.96根据课本p154表（10-2）得： kl=1.03根据课本p167式（10-19）得 z=pc/【p】=pc/（(p1+p1)kkl） =9/（(2.17+0.168) 0.961.03 ） =3.9取整数，故z=4根。(6)计算单根v带的预紧力f0。查表10-1得q=0.10kg/m，由式（10-20）单根v带的预紧力f0为f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2 =（5009/（49.8）(2.5/0.96-1)+0.19.82 =193.27n（7）计算v带对轴的压力q。 由课本

8、式（10-21）得：fq=2zf0sin（1/2）=24193.27sin（163.5/2）=1530.6n(8)v带的结构设计，并绘制v带轮的零件工作图2、齿轮传动的设计计算（1） 选择齿轮材料、精度等级及热处理法。根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动，查表12-1得： 小齿轮 45钢 调质处理 hbs1=230 大齿轮 45钢 正火处理 hbs2=190（2） 确定材料许用接触应力。查表12-6，两试验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为： hlim1=480+0.93(hbs1-135)= 568.4 mpa hlim2=480+0.93(hbs2-135)= 531.2 mp

9、a查表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数shim=1.0，则两齿轮材料的许用接触应力分别为：由公式h= hlimznt/sh得： h1=568.4mpa h2=531.2mpa（3） 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计，初步确定小齿轮的分度圆直径。小齿轮上的转矩为： t1=9.55106p/n1 =9.551067.5/1440 =49739.6 nmm原动机为电动机，载荷有中等冲击，由表12-3查的载荷系数k=1.3（斜齿轮取较小值）；斜齿轮减速器属闭式软齿面传动，且对称布置，故取d=0.4由表12-4可得，材料的弹性系数 ze=189.8mpa1/2由于采用闭式软齿面传动，根据推荐值=

10、1015的范围，初选螺旋角=13，查表区域系数zh=2.45。根据推荐值z1=2040，传动比i齿=5,取小齿轮齿数z1=27。则大齿轮齿数：z2=iz1=527=135 实际传动比i0=135/27=5传动比误差：i-i0/i=5-5/5=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=5根据z1、z2和三者，由图12-12查取端面重合度a1=0.78,a2=0.84,故有=a1+a2=1.62（【h1】+【h2】）/2=(568.4+531.2)/2=549.8mpa 1.23*【h2】=1.23*531.2=653.4 mpa比较上述结果，取二者中较小值，及【h】=549.8mpa根据齿面接触疲劳强

11、度设计公式（12-14），计算小齿轮的分度圆直径为： d1(kt1(u+1)/duh2)1/3 =55.52 mm (4)确定两齿轮的模数。 m=d1cos/z1 =55.52*cos13/27 =2.003mm按表5-1转换为标准模数，取第一系列的标准模数m=3mm。(5) 确定两齿轮实际螺旋角的大小。中心距为： =(m(z1+z2)/2cos =249.39mm将上述值取圆整，实际中心距为a=250mm cos=m(z1+z2)/2a=0.972所以，实际螺旋角为=13.59（符合820）（6）确定两齿轮的几何尺寸。两齿轮的分度圆直径分别为 d1=m*z1/cos=83.33mm d2=m

12、*z2/cos=416.67mm两齿轮（正常齿制h*an=1,c*n=0.25)的齿顶圆直径分别为： da1=d1+2h*anmn=89.33 mm da2=d2+2h*anmn=422.67 mm全齿高： h=(2h*an+c*n)mn=6.75mm齿宽： b=dd1=0.4*89.33=35.732mm将b值取圆整，取大齿轮的宽度b2=36mm,小齿轮宽度b1=b2+(510)mm，取b1=43mm。(7)验算两齿轮的齿根弯曲疲劳强度。查表12-6得，两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为： flim1=209mpa flim2 =201mpa由表12-7查得弯曲强度的最小安全系数sfim

13、=1。两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 f1=hlim1/sh=209/1=209mpa f2=hlim2/sh=201/1=201mpa两齿轮的当量齿数分别为 zv1=z1/cos3=27/cos313.59=29.40 zv2=z2/cos3=135/cos313.59=147.00根据两齿轮的当量齿数；查表12-5，由线性插值法得两齿轮的齿形系数分别为： yfa1=2.562 yfa2=2.18 根据两齿轮的当量齿数；查表12-5，由线性插值法得两齿轮的应力校正系数分别为： ysa1=1.61 ysa2=1.79斜齿轮传动的轴面重合度 =0.318d z1tan =0.318*0.4*27

14、*tan13.59 =0.83根据和，由课本图12-13可查得，斜齿轮的螺旋角影响系数y=0.88。因为 =0.0195 =2.18*1.79/201=0.0194较大，将其代入公式（12-15）得，齿轮的额齿根弯曲疲劳应力为 f=(2kt1/b d1 m na) yfysy =26.56mpa h=209mpa故两斜齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。(8)计算齿轮的圆周速度v。 v=d1n2/601000 =3.14195.127573/601000 =5.85m/s六、轴的设计计算从动轴的设计计算1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。选用45#钢，调质处理，硬度217255hbs

15、。根据课本表（16-1），b=650mpa,查表16-5得b-1=55mpa。2、 估算轴的最小直径。由表16-2查取a=100，根据公式（16-1）得：=40.7mm考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即40.7*1.05=42.735mm,由图16-15可知，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。1.3*9.55*106*5.742/114.6=622nm查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为lx4，内孔直径d1=45mm，与上述轴增大5%后的轴径比较，最后取轴的最小直径为d1=45mm。3、 轴的结构设计并绘制结构草图。（1） 确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般

16、减速器结构，将齿轮布置在轴上的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（h7/r6）作轴向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（h7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（h7/k6）固定内套圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外圈套来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作轴向固定。（2） 斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用轴润滑。（3） 确定轴的各段直径。外伸端直径d1=45mm,（一般应符合所选用联轴器轴孔标准，这里选用lx4弹性柱销联轴器）；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径

17、为51.3mm由于该段处安装毡圈，故取标准直径d2=53mm；考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=55mm，（两轴承同型号），初选两端角接触球轴承的型号为7211c。直径为d4=56mm，（d4应符合轴径标准系列，见表12-3）。轴环直径：64mm根据轴承安装直径，查手册得d6=57mm。（4）确定各轴的各段长度。l4=34mm（轮毂宽度为b2=36mm，l4比b2短13mm）；l1=82mm（hl3弹性柱销联轴器j型轴孔长度为b1=84mm，l1比b1短13mm）；l7=22mm（轴承宽度为b3=21mm，挡油环厚1mm）；l5=8mm(轴环宽度为b1.4h）；根据减速器结构设计的要求，初步确

18、定2=1015mm，l2=510mm；l6=2+l2-l5=（1015)mm+（510）mm-8mm=11mm；l3=b3+2+l2+(13）mm =21mm+（1015)mm+（510）mm+(13）mm =43mm；l2=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为5565mm）；由草图可知，两轴承之间的跨距：l=b3+2l2+22+b2 =21mm+2*（510）mm+2（1015)mm+60mm =121mm；4、从动齿轮的受力计算。分度圆直径：3*135/cos13.59=416.67mm转矩： =9.55*106*6.36/114.6 =5.3*105nmm圆周力：2*5.3*10

19、5/416.67=2544n径向力： =2544*tan20/cos13.59 =952.6n轴向力：=2544*tan13.59=615n5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算。（1）绘制轴的受力简图如下图所示。（2） 将齿轮所受力分解成水平面h和铅垂面v内的力（如下图所示）。（3） 求水平面h和铅垂面v的支座反力。水平面h内的支座反力：rh1=（fad/2+65fr)/130 =1461.88 n rh=fr-rh1=-509.28n铅垂平面v内的支座反力：rv1=rv=ft/2=2544/2=1272n（4） 绘制弯矩图。水平面h的弯矩图如图所示mhb=65rh1=65*1461.

20、88=95022.2nmmm”hb=mhb-fad/2=-33103.825nmm铅垂平面v的弯矩图mvb=65rv1=65*1272=82680nmm合成弯矩图mb=125957.14nmmm”b=89060.91nmm（5）绘制扭矩图。t=5.3*105nmm（6） 绘制当量弯矩图。单向转动，故切应力为脉动循环，取=0.6。b截面当量弯矩为：342036.84nmm330236.04nmm6、校核轴的强度。根据综合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a、b截面为危险截面。下面分别进行校核。（1） 校核a截面。318000nmm38.67mm考虑键槽后，由于da=38.67*105% =4

21、0.6035d1=45mm故a截面安全。（2） 校核b截面。342036.84nmm39.62mm考虑键槽后，由于db=39.62*105% =41.601mmd4=56mm故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计的方案。主动轴的设计计算1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力。选用45#钢，调质处理，硬度217255hbs。根据课本表（16-1），b=600mpa,查表16-5得b-1=55mpa。4、 估算轴的最小直径。由表16-2查取a=110，根据公式（16-1）得：=24.1mm考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%，即40.7*1

22、.05=42.735mm,由图16-15可知，该轴外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。1.3*9.55*106*5.742/114.6=151nm查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为lx2，内孔直径d1=25mm，与上述轴增大5%后的轴径比较，最后取轴的最小直径为d1=25mm。5、 轴的结构设计并绘制结构草图。（4） 确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构，将齿轮布置在轴上的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套作轴向固定，用平键和过盈配合（h7/r6）作轴向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（h7/k6）固定内套圈；左端轴承用轴套和过渡配合（h7/k6）固定内套

23、圈。轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外圈套来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键作轴向固定。（5） 斜齿轮在工作中会产生轴向力，故两端采用角接触轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用轴润滑。（6） 确定轴的各段直径。外伸端直径d1=45mm,（一般应符合所选用联轴器轴孔标准，这里选用lx4弹性柱销联轴器）；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为28.5mm由于该段处安装毡圈，故取标准直径d2=30；考虑轴承的内孔标准，取d3=d7=35mm，（两轴承同型号），初选两端角接触球轴承的型号为7207c。直径为d4=37.5mm，（d4应符合轴径标准系列，见表12

24、-3）。轴环直径：43mm根据轴承安装直径，查手册得d6=57mm。（4）确定各轴的各段长度。l4=41mm（轮毂宽度为b2=43mm，l4比b2短13mm）；l1=42mm（hl3弹性柱销联轴器j型轴孔长度为b1=44mm，l1比b1短13mm）；l7=18mm（轴承宽度为b3=17mm，挡油环厚1mm）；l5=8mm(轴环宽度为b1.4h）；根据减速器结构设计的要求，初步确定2=1015mm，l2=510mm；l6=2+l2-l5=（1015)mm+（510）mm-8mm=11mm；l3=b3+2+l2+(13）mm =21mm+（1015)mm+（510）mm+(13）mm =39mm；

25、l2=55mm（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为5565mm）；由草图可知，两轴承之间的跨距：l=b3+2l2+22+b2 =21mm+2*（510）mm+2（1015)mm+60mm =100mm；4、从动齿轮的受力计算。分度圆直径：3*135/cos13.59=83.33mm转矩： =9.55*106*6.36/114.6 =100.7*103nmm圆周力：2*5.3*105/416.67=2417n径向力： =2544*tan20/cos13.59 =905n轴向力：=2544*tan13.59=584n5、按扭转和弯曲组合变形强度条件进行校核计算。（1）绘制轴的受力简图如下图所示。（

26、2）将齿轮所受力分解成水平面h和铅垂面v内的力（如下图所示）。（3）求水平面h和铅垂面v的支座反力。水平面h内的支座反力：rh1=（fad/2+65fr)/130 =639.672 n rh=fr-rh1=265.328n铅垂平面v内的支座反力：rv1=rv=ft/2=2417/2=1208.5n（4）绘制弯矩图。水平面h的弯矩图如图所示mhb=65rh1=65*639.672=41578.68nmmm”hb=mhb-fad/2=17246.32nmm铅垂平面v的弯矩图mvb=65rv1=65*1208.5=78552.5nmm合成弯矩图mb=125957.14nmmm”b=89060.91n

27、mm（5）绘制扭矩图。t=100.7*103nmm（6）绘制当量弯矩图。单向转动，故切应力为脉动循环，取=0.6。b截面当量弯矩为：139698.88nmm107621.66nmm6、 校核轴的强度。根据综合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a、b截面为危险截面。下面分别进行校核。（1）校核a截面。60420nmm22.23mm考虑键槽后，由于da=22.23*105% =23.3415d1=45mm故a截面安全。（2）校核b截面。139698.88nmm29.40mm考虑键槽后，由于db=29.40*105% =30.87mmd4=37.5mm故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以

28、该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计的方案。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1630010=48000h1、计算从动轴承 （1）已知n=114.6r/min两轴承径向反力：fr1=fr2=1272n初先两轴承为角接触球轴承7211c型根据课本p279（14-9）得轴承内部轴向力fs=0.68fr 则fs1=fs2=0.68fr1=864.96n (2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=864.96n fa2=fs2=864.961n (3)求系数x、yfa1/fr1=864.96/1272=0.68fa2/fr2=86

29、4.96n/1272n=0.68根据课本p276表（14-5）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248000h预期寿命足够，此轴合格。2、计算主动轴承 (1)已知n=573.0r/min fa=0 fr=faz=1208.5n试选7207c型角接触球轴承根据课本p276表（14-5）得fs=0.63fr,则fs1=fs2=0.63fr=0.631208.5=761.355n (2)计算轴向载荷fa1、fa2fs1+fa=fs2 fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：fa1=fa2=fs1=761.355n (3)求系数x、yfa1/fr1=761

30、.355/1208.65=0.63fa2/fr2=761.355/1208.65=0.63根据课本p276表（14-5）得：e=0.68fa1/fr1e x1=1 y1=0fa2/fr248720h预计寿命足够，此轴承合格八、键联接的选择及校核计算1、从动轴与带轮联接采用a型键联接轴径d1=45mm , l1=82mm，查得b*h=14*9查手册得，选用a型平键，得：键 a 1468 gb/t1096-79 l=l1-b=82-14=68mm t=5.3*105nmm h=9mm根据课本p243（10-5）式得p=4t/dhl=4530000/(45968) =76.98mpar(100mpa

31、)2、从动轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=55mm l3=43mm t=5.3*105nmmb*h=16*10 查手册得 选b型平键键108 gb1096-79l=l3-b=43-16=27mm h=10mmp=4t/dhl=4530000/(551027) =89.23mpap(100mpa)3、主动轴与齿轮联接用平键联接轴径d2=28.5mm l2=55mm t=100.7*103nm查手册 选用b型平键键87 gb1096-79l=l2-b=55-8=47mm h=7mm据课本p243式（10-5）得 p=4t/dhl =4100700/（28.5477） =42.96mpa1.2取2

32、5齿轮端面与内机壁间的距离2取52（齿轮轴上）机盖筋厚m1m10.851机座筋厚mm0.85轴承端盖外径d2小端盖51 大端盖66轴承端盖凸缘厚度tt=(11.2)d3取16轴承旁联接螺栓的距离s一般去s=d211、 设计小结。十二、参考文献。f=3000nv=1.8m/sd=300mm总=0.8495p工作=6.36kwn滚=114.6r/min电动机型号y132m-4i总=12.57据手册得i齿轮=5i带 =2.513ni =1440r/minnii=573.0r/minniii=114.6r/minpi=6.36kwpii=6.042kwpiii=5.742kwti=42179.2nmmtii=100700nmmtiii=479755.9nmmdd1=130mmdd2=326.7mm取标准值dd2=315mmn2=573r/minv=9.80m/s210mma0600mm取a0=600ld