机械设计课程设计模版

1、东莞理工学院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置的设计与计算学生姓名：学号：系别： 机械工程学院专业班级：指导教师：起止日期： 2016年 11月 2日至 2017年 1月 7 日机械设计课程设计任务书一 设计题目 (一 )带式输送机传动装置的设计与计算二、传动布置方案带式输送机的传动装置如下图所示,为一级带传动,两级斜齿圆柱齿轮传动。三、传动装置工作条件已知带式输送机驱动滚筒的圆周力(牵引力) F 、带速 V、卷筒直径 D，输送机在常温下连续单向工作,载荷较平稳,工作寿命 8 年，每年 300个工作日，每日工作8 小时。四、原始数据学 号123456789101112F(k

2、N)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320学 号131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380学 号252627282930313233343

3、536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300学 号373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300学 号49505152

4、5354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、设计要求1.按比例绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图一张（A0或 A1）2.按比例绘制零件图两张3.编写设计计算书一份说明：要求在设计计算中加强计算机应用，至少采用计算机辅助绘图完成一张图纸。学生按表中学号对应数据进行设计。目录1.11.1 选择电动机11.2 传动装置的传动比21.3 传动装

5、置的运动和动力参数计算21.4 带传动设计42. 减速器内部传动设计62.1 高速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计62.2 低速级渐开线标准斜齿圆柱齿轮传动设计123. 减速器外部传动设计184.轴的设计194.1I轴的设计194.2II轴的设计294.3III轴的设计395.减速器附件的选择486. 润滑与密封50设计小结52参考文献53设计计算及说明结果1. 传动装置总体设计1.1 选择电动机1.1.1.选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y 系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压 380V。1.1.2.确定电动机所需功率Pw 按下试计算P F w V w kw w 1000

6、 w式中Fw= 2700 N V= 1.95 m/s工作装置的效率考虑胶带卷筒器及其轴承的效率取=0.96w代入上式得pw =5.4844 KW电动机的输出功率功率P d 按下式Pd = Pw从电动机到工作机输送带之间的总效率为= 带32滚齿联据机械设计课程设计表 12-8带 =0.95， 齿 =0.97，滚 =0.99（ 8 级精度一般齿轮传动）， 联 =0.96，则有：=0.8326所以电动机所需的工作功率为：P d = Pw =6.587 KW1.1.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比i 齿 =35 和带的传动比i 带 =24。则系统的传动比范围为（24） *

7、（35） *(35)=18100工作机卷筒的转速为60 1000v60 1000 1.95r/minn w =133.00D280所以电动机转速的可选范围为n d =inw =（ 18100）133.00=239413300 r/min据机械设计课程设计表19-1 可选择Y132S2-2 型三相异步交流 电动机，其主要参数如表1.1 所示表 1.1Y132S2-2 型电动机主要参数额定功率同步转速 /满载转速 /堵转转矩最大转矩电机型号/KWrr额定转矩额定转矩minminY132S2-300029002.02.327.51.2 传动装置的传动比1）传动装置总传动比nm290021.8i =1

8、33.0nw2）分配到各级传动比因为 i= i 带 i 齿 已知带传动比的合理范围为24。故取 i带2 。分配减速器传动比，因为i 齿 =i 1i 2 其中 i 1 为齿轮高速级的传动比，i 2 为齿轮低速级的传动比。i 1 =（1.31.5 ） i 2i2i/ i带2.79（）1.3 1.5故可先取 i 2= 2.79则 i 1 = 3.91.3 传动装置的运动和动力参数计算转速： n 0 = 2900r m in输入功率： P0 =Pd = 6.587 kw输出转矩： T 0=9.55 10 6 Pd =9.55 1060.00227138 =21692 N ? mmn01 轴：转速： n

9、 1 = n01450 r mini带输入功率： P1 =P0带6.587 0.956.258kw输入转矩： T 1= 9.5510 6P1=41216N ?mmn12 轴：n11450371.795 r min转速： n 2 =3.9i1输入功率： P2=P1齿滚6.2580.97 0.99=6.01kw输入转矩： T 2= 9.55106P2=154374 N ? mmn23 轴：转速： n3n2133.26 r mini2输入功率： P3P2齿滚 6.01 0.97 0.99 5.77kw输入转矩： T 39.55 10 6 P3=413504N ? mmn34 轴（卷筒轴）：转速： n

10、 卷n3133.26 r min输入功率： P卷 =P3滚联=5.770.990.96=5.484kw输入转矩： T 卷9.55 10 6 P卷393007 N ? mmn卷表 4.1各轴运动和动力参数轴号功率（ KW）转矩（ N ? mm）转速（ r m in ）电机轴6.5872169229001 轴6.2584121614502 轴6.01154374371.7953 轴5.77413504133.26卷筒轴5.484393007133.261.4 带传动设计1.4.1确定计算功率 P ca据机械设计表 8-8 查得工作情况系数 K A =1 。故有：P ca =K AP =6.587k

11、w1.4.2选择 V 带带型据 P ca 和 n 有机械设计图8-11 选用 A 带。1.4.3确定带轮的基准直径d d1 并验算带速（1）初选小带轮的基准直径d d 1 由机械设计表8-7 和 8-9，取小带轮直径 d d1 =80mm（2）验算带速 v，有：d d1n0802900v=10006012.147m/s601000因为v 在 5 m s 30 m s 之间，故带速合适。（3）计算大带轮基准直径d d 2d d 2 i带 d d1 280 160 mm1.4.4 确定 V 带的中心距a 和基准长度L d(1)据机械设计式 8-20初定中心距 a 0 =324(2)计算带所需的基准

12、长度L d 0 2a 0 + (dd1d d 2 )(d d 2 d d1 )24a02232480160802160324241029.93mm由机械设计表8-2 选带的基准长度 Ld =1100mm.（ 3）计算实际中心距a a0Ld Ld 0324 1100 1029.930359.035mm221.4.5 验算小带轮上的包角180 ( dd 257.357.3dd 1)180 160 80a359.035167.2321201.4.6 计算带的根数 z（ 1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由 d d 1 80 和 n 0 2900 r m in 查机械设计表8-4a 得 P0 =1.

13、64kw据 n 0 = 2900 r min ， i=2 和 A 型带，查机械设计8-5 得P0 =0.34kw分别查机械设计表8-6得K=0.98 、 K L = 0.91，于是：Pr =(P0 +P0) KLK=(1.64+0.34)0.910.98=1.766kw（ 2）计算 V 带根数 zpca6.587z=3.73Pr1.766故取4根。1.4.7 计算单根V 带的初拉力最小值（F 0 ） min由机械设计表8 -3 得 A 型带的单位长质量q=0.105kg m 。所以（ F 0 ） m in =500(2.5K)Pcaqv 2Kzv= 500(2.50.98)6.5870.105

14、12.14720.98412.147=120.627N应使实际拉力F0 大于（ F0） m in1.4.8 计算压轴力F p压轴力的最小值为：（ F p ） min =2z（ F0 ） minsin2167.232=24120.627sin=959.032N2. 减速器内部传动设计2.1 高速级齿轮传动设计21.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动；2 ）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8 级精度；3 ）材料的选择。选择小齿轮材料为 40Cr（调质）硬度为 280HBS，大齿轮的材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS；4 ）选小齿轮齿数为Z1 =

15、 23，大齿轮齿数Z2 可由 Z2 =i 1Z1 得Z2 = 89.7 取 905 ）初选螺旋角=14 。2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d 1t 32K HtT1 ? u 1 ? ( Z H Z E Z Z)2du H （ 1）确定公式中各数值1）试选 K Ht =1.3。2）由机械设计图10-20 选取区域系数Z H =2.4333）由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Ztarctan(tann / cos)arctan(tan 20 / cos14 )20.562at1arccosz1 cos t / (z12han cos )arccos23 cos20.562o

16、/ (2321cos14o )30.293o=23.575=1.6434）由机械设计表10-7 选取齿宽系数d =1。= d Z1 tan /=123tan14/3.14=1.7925=0.68415）由机械设计表10-5 查的材料的弹性影响系数Z E =189.8MP 26）由机械设计 图 10-25d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 1=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 2 =550MP 。由机械设计 式（ 10-23）可得螺旋角系数 Zcoscos140.9857）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数N160 n1j L h601450 1 8300

17、 81.6704109N 2N1 / u1.670410923/90=4.2688108由机械设计图 10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.92； KHN2 = 0.94。8）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1 00 ，安全系数S=1，有H 1 = K HN 1 H lim 1 =0.92600MPS1552aK HN2H lim 20.94 550MPaH2=S=1517取H 1和H 2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即 H=H =517MPa(2) 计算1）计算小齿轮的分度圆直径d 1t ，由计算公式可得：= 36.525mm2)计算圆周速度。v=d1t n1=36.52

18、5773m/s6010003）计算齿宽b 及模数。b=dd1t =136.525=36.525mm4）计算实际载荷系数K H 。已知使用系数K A =1，据 v= 2.773m s ， 8 级精度。小齿轮是相对支承非对称布置， 由机械设计 图 10-8、表 10-4 得 Kv = 1.14 ，K H =1.449（插值法）。齿轮的圆周力 Ft 12T1/ d d1t =241216/0.36525=2256.865NK A Ft1 / b 61.79N/mm查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数 K H =1.4故载荷系数：K H =KvK AK HK H=1.14

19、1.01.41.449=2.31265)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d 1 =d 1tK H=36.52532.3126344.256mmK Ht1.36）计算模数 m nd1 cos=44.256。m n =Z1cos14 /23=1.867mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：2K Ft T1Y Ycos2?YFa YSam n3d Z12 F （ 1）确定计算参数1）选用载荷系数。K Ft =1.32）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb arctan(tancost )arctan(tan14 cos 20.562 ) 13.140v /cos2

20、 b =1.643/0.948=1.733Y0.250.75 /v0.683由式（ 10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY =1-/120 °=1-1.643 14°/120 ° =0.8083）计算当量齿数。Zv1 =Z133=23/ cos 14 =25.178cosZv 2 =Z 290/ cos3 14 =98.52cos34）查取齿形系数由机械设计表10-17 查得 Y Fa1 =2.63， YFa 2 =2.195）查取应力校正系数由机械设计表10-18 查得 Y Sa1 =1.59， YSa2 =1.86）由机械设计图10-24c 查得小

21、齿轮的弯曲疲劳强度极FE 1 =500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 2 =380MP7）由机械设计图 10-22 取弯曲疲劳寿命系数K FN1= 0.9 ， KFN 2 = 0.928）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有： F 1= KFN1FE1 =0.9 500321.43MPaS1.4F2= KFN2FE2 =0.92 380MPaS1.4249.714YFa YSa，并加以比较9）计算大、小齿轮的F YFa1YSa1F1=2.632.910.0238321.43YFa 2YSa2F2=1.591.80.0115249.714因为 小 齿轮的 YFa YSa 大

22、于 大 齿轮的，所以取YFa YSa =0.0238 F F （ 2）计算齿轮模数2K Ft T1Y Ycos2?YFa YSam n 32F d Z13 2 1.3 412160.6830.808 cos2 140.023812321.3584.调整齿轮模数（ 1）计算实际载荷系数前的数据准备1)圆周速度vd1mnt Z1 / cos=1.35823/cos14 °=32.19mmd1n1v=2.444m/s601000b=dd1 =32.19mm2）齿高 h 及宽高比b/hh (2han* C n* ) mnt 2.25 1.358=3.0555 b/h=10.535mm3)计算

23、实际载荷系数K F据 v= 2.444m s ，8 级精度。由机械设计图 10-8、表 10-4 得 K v = 1.11，KH=1.447（插值法）。齿轮的圆周力Ft 12T1 / d d1t =241216/0.3219=2560.7953NK A Ft1 / b79.5525N/mm查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数K F=1.4结合b/h= 10.535，查图10-13，得K F=1.35载荷系数KF=KvK AKFK F=1.111.01.41.35=2.0979由式（ 10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mm 3K F1.358 3 2.09791.593mmntK

24、Ft1.3对比计算结果，从标准中取mn = 2mm Z1 = d1cos22Z2 =875.几何尺寸计算（ 1）计算中心距(Z1 Z2 )mn(22 87)2a=112.34mm2 cos2 cos14圆整为 112mm（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角( Z1Z 2 )mn=arccos2a(2287)2=arccos2112=13.29 °（ 3）计算大，小齿轮的分度圆直径Z1 mn222d 145.21mmcoscos13.29Z 2mn872d 2178.788mmcoscos13.29（ 4）计算齿轮宽度b=d d145.21mm圆整后取 b 1 = 52mm， b 2 =

25、46mm6 .主要设计结论齿数 Z1=22， Z 2= 87，模数 mn = 2，压力角20 ，螺旋角=13.29°变位系数 x 1x20 ，中心距 a= 112mm ，齿宽 b 1 =52mm， b 2 =46mm小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45 钢（调质），齿轮按8级精度设计2.2 低速级齿轮传动设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1）按选定的齿轮传动方案，选用圆柱斜齿轮；2）选用8 级精度；3）材料的选择。由机械设计表10-1 选择小齿轮材料为40Cr（调质）硬度为280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为240HBS 二者的硬度差为 40HBS；4）初

26、选小齿轮齿数为Z 3 =23 ，大齿轮 Z 4 =655）初选螺旋角14。2.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d 3t32K Ht T2 ? u 1 ? ( Z H Z E Z Z) 2du H （ 1）确定公式中各数值1）试选 K Ht =1.3。2）由机械设计图10-20 选取区域系数Z H =2.4333）由机械设计式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数Ztarctan(tann / cos)arctan(tan 20 / cos14 )20.562at1arccosz3cos t/(z32hancos )=arcos23 cos20.562° /(23+21cos14&#

27、176;)=30.295°at2arccosz4cos t/(z42hancos )=arcos65 cos20.562/(65+2 1cos14°)=24.612°=23 (tan30.295°-tan20.562°)+65 (tan24.612°-tan20.562°)/2 =1.6244）由机械设计表10-7 选取齿宽系数d =1。= dZ3tan /=123tan14 ° / =1.825=4 - 1.6241.825（1-1.825）1.6243=0.68715）机械设计表10-6 查得材料的弹性影响系数

28、 ZE=189.8MP 26）由机械设计 图 10-25d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限H lim 3=600MP；大齿轮的接触疲劳强度极限H lim 4 =550MP。由机械设计 式（ 10-23）可得螺旋角系数Zcoscos140.9857）由机械设计式（10-15）计算应力循环次数N3 60n2 jL h 60 371.7951 8300 84.2830784108N 4N 3 / u1.51555081108由机械设计图10-23 查取接触疲劳寿命系数KHN3= 0.9； KHN4= 0.92。9）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%。安全系数S=1，有H 3=KHN3H l

29、im 3= 0.9 600540 MPaS1H 4= KHN4H lim 4= 0.92 550506 MPaS1取 H 1和H 2 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力即H=H =506MPa(2) 计算1）计算小齿轮的分度圆直径d 3t ，由计算公式可得：d 3 t32K Ht T2u 1? (ZH ZEZ Z2? H )du32 1.3 154374?65/23 1? (2.433 189.8 0.687 0.985) 2165/2350659.18mm2)计算圆周速度。v=d3t n2=59.18 371.7951000601.152m/s6010003）计算齿宽b 及模数。b=dd

30、3t =59.18mm4）计算实际载荷系数K H 。已知使用系数K A =1，据 v= 1.152m s ，8 级精度。小齿轮是相对支承非对称布置，由 机械设计 图 10-8、表 10-4 得 Kv = 1.08，K H= 1.456（插值法）。齿轮的圆周力Ft 32T2 / d d 3t =5217.10NK A Ft 3 / b88.156N/mm查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数K H=1.4故载荷系数：K H =KvK AK HK H=1.081.01.41.456=2.25)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d 3 =d 3t3K H=59.181.19168=70.52

31、4K Ht6）计算模数m nm n =d3 cosZ3=70.524cos14°/23=2.975mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：m n2K Ft T1Y Y cos2YFa YSa3d Z12? F （ 1）确定计算参数1）选用载荷系数。K Ft =1.32）由机械设计式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ybarctan(tancost )arctan(tan14cos 20.562 ) 13.140v/ cos2b1.642/ cos2 13.1401.732Y0.250.75/v0.250.75/1.7320.683由式（ 10-19），可得计算弯曲疲劳强度

32、的螺旋角系数Y=1-1.82514° /120 °=0.7873）计算当量齿数。Z32325.178Zv1 = cos3= cos3 14Z 46571.154Zv 2 = cos3cos3 144）查取齿形系数由机械设计图10-17查得 Y Fa 3 = 2.65， YFa 4 =2.255）查取应力校正系数由机械设计图10-18查得 YSa3 = 1.59， YSa4 =1.766）由机械设计 图 10-24c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE 3 =500MP，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE 4 =380MP7）由机械设计图10-22取弯曲疲劳寿命系数K FN 3 =0.

33、88，KFN4 =0.98）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则有：F 3K FN3FE 3=SF 4KFN4FE 4=S0.88 500=314.286MPa1.40.9380=244.286MPa1.49）计算大、小齿轮的YFa YSa，并加以比较 F YFa 3YSa32.651.590.0134=314.286 F3YFa 4YSa42.251.760.0162=244.286 F4因为 大 齿轮的 YFa YSa大于 小 齿轮的，所以取 YFa YSa =0.0162 F F （ 2）计算齿轮模数m nY= 32 1.3 154374 0.683 0.787 cos2

34、 14? 0.0162232=1.838mm4.调整齿轮模数（ 1）计算实际载荷系数前的数据准备1)圆周速度 vY =1.83823/cos14° =43.568mmv=d3n3=43.568 371.795 0.848m/s601000601000b=d d 3 =43.568mm2）齿高 h 及宽高比b/hh (2han* C n* ) mnt 2.25 1.838=4.135mm b/h=10.568mm3)计算实际载荷系数K F据 v= 0.848m s ，8 级精度。由机械设计 图 10-8、表 10-4 得 Kv = 1.05，KH= 1.451（插值法）。齿轮的圆周力

35、Ft 32T2/ d d 3t =2 154374/43.592=7082NK A Ft 3 / b 162.5N/mm查机械设计表10-3 得齿间载荷分配系数K F =1.4结合 b/h=10.535mm，查图 10-13，得 K F=1.35载荷系数 K F =KvK AKFKF=1.051.01.41.35=1.9845由式（ 10-13）可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mnmt 3KH1.838 3 1.98452.116mmK Ht1.3对比计算结果，从标准中取mn =2.5Z3 = 26Z 4 =i2 Z3 =735.几何尺寸计算（ 1）计算中心距m n( z 3z 4 )2.5

36、(2673 )a2 cos127 . 54 m m2 cos14圆整为 128mm（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角(Z3Z4 )mn=arccos2a( 2673)2.5=arccos2 128=14.8°（ 3）计算大，小齿轮的分度圆直径Z 3mnd367.23mmcosZ 3mnd4188.76mmcos（ 4）计算齿轮宽度b=dd 367.23mm圆整后取 b 3 = 74mm， b 4 =68mm6 .主要设计结论齿数 Z3= 26， Z 4= 73 ，模数 mn = 2.5，压力角20，螺旋角 =14.8°变位系数 x 3x40 ，中心距 a=128mm，齿宽

37、b 3 =74mm ， b 4 =68mm小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用 45 钢（调质），齿轮按8 级精度设计误差分析 ( 误差应该在3% 5%)i a i 0i1 i2 2 3.92.79=21.762i add 2u1u2160877322.66dd 1 1 2%80 0.982226i aia22.6621.7620.05ia21.7620.0412符合工程要求3. 减速器箱体结构尺寸计算箱座壁厚0.025a38 mm取 =8mm箱盖壁厚1( 0.8 0.85)6.4mm取 1 =6mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm箱盖凸缘厚度b1 =1.51 =9mm箱座底凸缘厚度b2 =2.5=20mm地脚螺栓直径d f0.036a12 =16mm取 d f