机械设计课程设计

1、机械设计基础课程设计计算说明书系专业班设计者指导老师2011年5月21日目录(2)(3) (4)(6)(10)(17)(19)(19)(20) (22)(23)设计内容设计任务书计算及说明结果一、设计任务书设计题目 4 ：带式运输机传动系统中的展开式二级圆柱齿轮减速器1 、系统简图滚筒联轴器减速器联轴器v电动机输送带2 、工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限 5 年，输送带速度容许误差为±5%。3 、原始数据已知条件题号D1D2D3D4D5D6输送带拉1.6×1 1.8×12×10 32.2×1 2.4

2、5;1 2.6×1力 F（N）030 30 30 30 3输送带速度 v1.01.10.90.91.21.0（ m/s ）滚筒直径400350300300300300D (mm)注：小组成员按次序选题，本设计所选题号为D5 。4 、传动方案的分析带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单， 但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。设计内容计算及说明电动二、电动机的选择机的1 、类型选择电动机的类型根据动力源和工作条件, 选用

3、 Y 系列封闭式三相异步电动选择机。2 、功率选择(1) 工作机主轴所需功率 PWFvPW =式中， F1.6103 N ， v1.0 m s ，代入上式得：Pw1.6103 1.0 kW 1.6kW ；1000(2) 电动机所需功率Pd结果PW1.6kW电动机所需功率为：Pdpw从电动机至卷筒主动轴之间的传动装置的总效率为242联轴器轴承齿轮卷筒查2 表 11-9 ：联轴器传动效率（2 个）联轴器0.99轴承传动效率（4 对）轴承0.98，齿轮传动效率（ 8级2对）齿轮0.97 ，滚筒传动效率（ 1个）卷筒0.96，则：=0.99 20.9840.97 20.96=0.817 ，Pw1.61

4、.96kW ；Pd0.817(3) 电动机额定功率 Pm选取电动机额定功率 Pm ，使 Pm(1 : 1.3)Pd ，0.817Pd1.96kW查2 表20-5取 Pm2.2kw；Pm2.2kW设计内容计算及说明结果3 、电动机转速选择根据已知条件计算出工作机卷筒的转速为：601000v6010001.0nw 48 r minnwD40048 r min ，查2 推荐二级圆柱齿轮减速器传动比为：i' 8 40；i' 8 40故电动机转速为：nw 384 : 1920 r minnm i ' nw (8 : 40) 48(384 : 1920) r min3 、电动机型号

5、选择符合这一范围的转速有：750 r min 、1000 r min 、1500 r min 三种 ,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，选用同步转速为 1000 r min 的电动机作为原动机。根据电动机类型、容量和转速，查2 表 20-5 ，选定电动机型号为Y126M-6的电动机。主要性能如下表：满载时额定功率型 号转速 nd电流 A效率功率因数额定转速质量kWr min(380V)N mkgY112M-62.29405.680.50.742.045计算三、计算传动装置的运动和动力参数传动1 、传动装置的总传动比：nm 和滚筒转速 nw 可算出传动装置总传动比根据电动机的

6、满载转速装置为： i总 = nm940的运19.58 ；nw48动和2 、二级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比：(1) 高速级的传动比为：动力i1 1.4i总 =1.419.58=5.24参数（ 2 ）低速级的传动比为：i总19.583.74i25.24i13 、计算传动装置各轴的运动和动力参数：（ 1 ）各轴的转速：1轴n1 nm940 rmin2轴n2n1940179.4 r min ，i15.243轴n3n2179.448 r min ，i 23.74卷筒n卷筒 =n348 rmin（2 ）各轴的输出功率：1轴P =P联轴器1.96 0.99 1.94 kW，1d2轴P2P1轴承齿轮 =1

7、.940.980.97=1.84 kW ，3轴P3P2轴承齿轮 =1.840.980.97=1.75 kW ，卷筒P卷筒 =P3轴承联轴器 =1.750.980.99=1.70kW ；(3) 各轴转矩0轴Td9550 pd95501.9619.9N mnd9401轴T9550 P195501.9419.7 N m ，1n1940i总19.58i15.24i23.74各轴转速n1940 r minn2179.4 r minn348 r minn卷筒 =48 r min各轴功率P11.94 kWP21.84kWP31.75kWP卷筒 =1.70kW各轴转矩Td19.9 N m2轴T29550 P2

8、95501.8498.2Nm ，T119.7 Nmn2179.43轴T3P395501.75349.1Nm，T298.2 Nm955048n3卷筒T卷筒 =9550 P卷筒 =9550 1.70 =338.7N m ；T3349.1Nmn卷筒48由以上数据得各轴运动及动力参数表：T卷筒 =338.7 N m轴名功率 P kW转矩T (Nm) 转速 n ( r min)电机轴1.9619.99401轴1.9419.79402轴1.8498.217943轴1.75349.148卷筒轴1.70338.748设计内容计算及说明结果传动四、传动零件设计（齿轮）件设1 、高速级齿轮传动设计（ 1 ）选择材

9、料及确定许用应力计（齿因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45 钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。轮）小齿轮 45 钢调质，齿面硬度 197286HBS,H lim1585MPa ，FE 1445MPa大齿轮 45钢正火处理，齿面硬度 156217HBS，H lim2375MPa ，FE 2310MPa由表 11-5 ，取 SH1.1 , SF1.25 ,，H lim1585H 1SH532MPa1.1H 1H lim2375H 2SH341MPa1.1H 2F 1FE 1445356MPaSF1.25F 1532MPa341MPa356MPaFE 2310F 2248MP

10、aSF1.25(2) 按齿面接触强度设计设齿轮按 8 级精度制造。d 1 32KT1u 1 ( Z E Z H ) 2duH确定公式中的各计算数值：1) 查 1 表 11-3 ，选择载荷系数 K1.5 ；2) 小齿轮的转矩： T T1 1.97 104 N mm；3)查 1 表 11-6，选择齿宽系数d0.8；4)齿数比 u i15.24 ；5)由 1 表 11-4，选择弹性系数ZE188 ；6)对于标准齿轮，区域系数 Z H2.5 ；小齿轮分度圆直径：d 132 KT 1u1 ( Z E Z H ) 2d u321.51.971045.241 1882.520.8()5.2434155.1m

11、m齿数取 Z132 , 则 z2i1z15.2432168设计模数 md155.11.72Z132(3) 验算轮齿弯曲强度查1有轮齿弯曲强度验算公式（ 11-6）：3m2 KTY Fa Y Sa2·d z1 F 确定公式中的各计算数值：1) 查 1 图 11-8，取齿形系数 YFa12.56 ；2) 查 1 图 11-9，取应力集中系数YSa11.63 ；F 2248MPad155.1mm3) 查 1 表 11-5，取安全系数SF1.25 ，则：m 32KT1YFa 1YSa1m1.07mmd Z 12F321.51.9710 42.561.6332 20.82481.07mm设计内

12、容计算及说明结果(4) 决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对m2mm大者为基准，并按1 表 4-1 取标准模数 m2mm。32(5) 几何尺寸计算z11) 分度圆直径：z2168d1mz123264mm ，d164mmd2mz22168336mm ；d2336mm2) 齿轮齿宽： bd d10.86451.2mm ，b155mm取 b255mm ， b160mm ；d1d264336b260mm4) 中心距： a22200mm200mma（6 ）齿轮的圆周速度vd1n13.1464940601000600003.15m / s对照 1 表 11-2可知选用8 级

13、精度是合宜的。2 、低速级齿轮传动设计（ 1 ）选择材料及确定许用应力因为传递功率不大，转速不高，大小齿轮都采用45 钢。大齿轮正火处理，小齿轮调质处理，均用软齿面。小齿轮 45 钢调质，齿面硬度 197286HBS,H lim1585MPa ，FE 1 445MPa大 齿 轮45 钢正火处理，齿面硬度 156217HBS，H lim2375MPa ，FE 2310MPa由表 11-5，取 SH1.1 , SF1.25 ,H lim1585H 1SH532MPa1.1H lim2375H 2SH341MPa1.1FE 1445F 1SF356MPa1.25FE 2310F 2SF248MPa1

14、.25(2) 按齿面接触强度设计查1公式（ 11-3 ）有小齿轮最小d1 设计依据：32 KTu1 ZEZH2d 1·duH确定公式中的各计算数值：1)查 1 表 11-3，选择载荷系数K1.5 ；2)小齿轮的转矩： TT29.82104 N .mm ；3)查 1 表 11-6，选择齿宽系数d0.8；4)齿数比 u i 23.74 ；5)由 1 表 11-4，选择弹性系数ZE188 ；6)对于标准齿轮，区域系数Z H2.5 ；小齿轮分度圆直径：d 132 KTu 1 ( Z E Z H ) 2duH321.59.8210 43.7411882.5)20.8(3413.7496.1 m

15、m齿数取 z132 ,则 z2i2 z13.732120设计模数： md196.13mmz132H 1H 2F 1F 2d1532MPa341MPa356MPa248MPa96.1mm(3) 按轮齿弯曲强度设计查1 有轮齿弯曲强度验算公式（11-6 ）：32 KTYFa YSam2·d z1 F确定公式中的各计算数值：1) 查 1 图 11-8，取齿形系数 YFa 22.15 ；2) 查 1 图 11-9 ，取应力集中系数YSa21.83 ；计算：32 KTYFa YSam1d z12· F31.59.821042.561.6320.832 2·248m 0.92

16、mm0.92 mm4) 决定模数综合按齿面接触强度设计与按轮齿弯曲强度设计结果的比较，以相对大者为基准，并按 1 表 4-1 取标准模数 m3mm。(5) 几何尺寸计算1) 分度圆直径：d196mmd1mz133296mm，d2360mmd2mz23120360mm；b185mm2) 齿轮齿宽： bd d10.89676.8mm ，b280mm取 b280mm ， b185mm ；a228mmd1d23) 中心距： a96360228mm；22（6 ）齿轮的圆周速度vd1n23.1496179.40.9m / s60100060000对照 1 表 11-2可知选用8 级精度是合宜的。3 、传动

17、齿轮主要参数表高速级低速级齿数 z3216832120中心距 a(mm)200228模数 m(mm)23齿宽 b(mm)60558580分度圆直径 d(mm)6433696360设计内容计算及说明结果轴的轴的设计设计（在本次设计中为减轻设计负担，只进行高速轴的强度校核）一 高速轴 1 的设计1 、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。2 、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1 表 14-2 ，取常数 C110 ，由1 公式 (14-2)，轴的最小直径满足：d1min 15mmdmin C 3 PC 3P111031.9414 mm ；nn1940该段轴上有一键槽将计

18、算值加大3% ，取 dmin 15mm此轴的最小直径dmin即安装在联轴器处轴的最小直径 d1min，为了使所选的轴的直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。3 、选择联轴器根据传动装置的工作条件拟选用HL 型弹性注销联轴器。查 1 表 17-1 ，取 K A1.5 , 则计算转矩：TC29.55 N mTC KT1.5 19.7 29.55 N m ；按照 TCTn 及电动机轴尺寸等限制条件，查选用 HL2型弹性3 表 13-1 ，选用 HL2柱销联轴器型 弹 性 柱销 联 轴 器 。 其 公 称 转 矩 Tn315 Nm ， 半联 轴 器 的 孔 径d 20 : 32mm

19、，可满足电动机的轴径()要求 .d1min 20mm最后确定减速器高速轴外伸直径d1min20 mm 。4 、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力， 工作中容许一定的内外圈轴线偏 选用 6005 深沟球斜量，大量生产价格最低等因素， 根据 1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根 轴承据设计尺寸 d 33mm ，由 2 表 18-2选用轴承型号为6005 ，其d 25mm ， B12mm 。5 、高速轴 1 的结构设计(1) 拟定轴的结构方案如图（采用齿轮轴设计）：6808535222222022121060496123052I

20、IIIIIIVVVIVIIVIIIIX设计内容计算及说明结果(2) 各轴段直径与长度的确定1) 由 所 选 半 联 轴 器 的 孔 径 d 20 : 32mm ， 取 高 速 轴 最 小 直 径d1min20mm ；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L52 mm ， VIII-IXd1min20 mm断的长度应比 L 略短一些，现取LVIII IX 50mm ；LVIIIIX7) 为满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端要求制出一轴肩，故取 dVIIVIIIVII-VIII 段的直径 dVII VIII22mm ；轴承端盖的总宽度为 15mm（由减50mm22mm速器和轴承端盖的机构设计而定），根据

21、轴承的装拆及便于对轴承添加润LVIIVIII30mm滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为15mm 。 故 取LVII VIII30mm 。3) 根据所选轴承尺寸 确定dI IIdVIVII 25 mm， dIIIdVI VII25mmLI IILVI VII12 mm ；LIIILVI VII12mm4) 为满足轴承的轴向定位要求，取d IIIII10mm ，综合中间轴设计取dIIIII10mmLIV V5mm ；d 50mm5) 轴的齿轮段直径dIII IV 60mm ，长度 L 95 mm ；dIIIIV60mm至此已初步确定各轴段的直径与长度。L 95mm(3) 轴上零件的周向固定1

22、) 半联轴器与轴的周向定位采用平键联接，配合选H7/k6。按 dVIII-IX20mm，由 1 表 10-9查得平键的截面 b6mm ，h6mm键 6 ×6×45GB/T，1069-1979根据该轴段长度，取L 45 mm 。四、滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸公差为 m6 。(4) 轴上倒角与圆角倒角 C1.2根据 4 表 15-2 ，取轴端倒角 C1.2 ，各轴肩处的圆角半径见齿轮轴零件图。设计内容计算及说明结果6 、轴的受力分析首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。确定轴的支点位置，对与轴承 6207 ，由于它的对中性好所以它的支点在轴承

23、的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为 266.5mm 。计算轴齿轮上的圆周力：2T1 223640Ft945 .6NFt50945.6N ，d1Fr344.2 N径向力： FrFt tan945.6 tan 20 344.2N根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。7 、判断危险截面从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出C 截面是危险截面。 现将 C截面处的 M H、 M V 及 M 的值列于下表：载荷水平面 H垂直面 VFNH 1260.3NFNV 194.8N支反力FNH 2685.3NFNV 2249.4N弯矩M H33579N mmM V12221N mm总弯矩M35734N mm

24、扭矩T123640 N mm8 、轴的弯扭合成强度校核进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C）的强度。设计内容计算及说明根据 4 公式 15-5及 4 表 15-4中轴的抗弯截面系数的计算公式，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 ，轴的计算应力：结果M 2(T1)2caWca 3.1MPa；35734223640)2(0.63.1MPa0.1503之前已选定轴的材料为45号调制钢，由 4 表 15-1查得许用弯曲应力 1 60MPa 。因此ca1 ，故安全。B 中间轴 2 的设计1 、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 45 号钢，调质处理。2 、初

25、估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1 表 14-2 ，取常数 C116 ，由dmin25 .92mm1 公式 (14-2) ，轴的最小直径满足：333d minCPP21162 .305Cn225 .92 mm ；n206 .53 、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力， 工作中容许一定的内外圈轴线偏 选用 6206 深沟球斜量，大量生产价格最低等因素， 根据 1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根 轴承据设计尺寸取d 30 mm dmin ，由 2 表 18-2选用轴承型号为6206 ，其 d30mm ， B 16mm

26、 。5 、中间轴 2的结构设计(1) 拟定轴的结构方案如图：d-d-30mmLL -40mm (2) 各轴段直径与长度的确定1) 根 据 所 选 轴 承 的 直 径 d 30mm ， 取 中 间 轴 最 小 直 径d-d-30 mm ； 综 合 壁 厚 及 箱 体 尺 寸 等 因 素 ， 现 取L L-40 mm ；设计内容计算及说明结果2) 为满足齿轮的轴向定位要求，- 轴段右端及 - 轴段左端要求制出一轴肩，故取d d -36mm 。 根据高速级大齿轮及低速级小d d-36mmL 61mm齿轮的齿宽，分别取 L 61mm ， L 36 mm ；L 36mm3) 为满足齿轮的轴向定位要求，取

27、 d 43mm 。根据齿轮间间隙推荐d 43mm值，取 L 15 mm ；至此已初步确定各轴段的直径与长度。L 15mm1) 轴上零件的周向固定1) 齿轮与轴的周向定位采用平键联接。- 段平键，按 d-36 mm ，由 1表 10-9键 10× 8×查得平键的截面50GB/Tb10mm， h 8mm，由该轴段长度取 L50mm 。1069-1979 - 段平键，按 d -36 mm ，由 1表 10-9查得平键的截面× 8×键 10b10mm， h 8mm，由该轴段长度取 L28mm 。28GB/T同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂

28、与轴 1069-1979得配合选 H7/n6 。2) 滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸公差为 m6 。(4) 轴上倒角与圆角根据 4 表 15-2 ，取轴端倒角C1 ，各轴肩处的圆角半径见中间轴零件图。C 低速轴 3 的设计倒角 C1.21 、选择材料及热处理方式选取轴的材料为 40Cr ，调质处理。2 、初估轴径按扭转强度法估算高速轴的直径，由 1 表 14-2 ，取常数 C100 ，由1 式 (14-2) ，轴的最小直径满足：dmin32.7mm33P33d minCP1002.236Cn332.7mm；n60此轴的最小直径dmin 即安装在联轴器处轴的最小

29、直径d ，为了使所选的轴的直径d 与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选取联轴器的型号。设计内容计算及说明结果3 、选择联轴器查 1 表 17-1，取 K A 1.5 , 则计算转矩：TC K AT31.5 355.9533.85 N m ；按照 TCTn 及电动机轴尺寸等限制条件，查3 表 13-1选用 HL3型弹性柱，选用 HL3销联轴器型 弹性 柱销 联轴器 。其公 称转 矩 Tn 630 N m ，半联轴 器的孔 径d 30 42mm ，故取低速轴3 最小直径 d-35mmdmin 。4 、初选轴承考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴

30、向力，工作中容许一定的内外圈轴线偏斜量，大量生产价格最低等因素，根据 1 表 16-2 选用深沟球轴承。 又根据设计尺寸 d 42mm ，由 2 表18-2 选用轴承型号为选用 6209深沟球6209 ，其轴承d 45mm ， B 19mm。5 、低速轴3 的结构设计(1) 拟定轴的结构方案如图：d-35mmL 80 mm(2) 各轴段直径与长度的确定1) 由 所 选 半 联 轴 器 的 孔 径 d 30 42mm ， 取 低 速 轴 最 小 直 径-35 mm；半联轴器与轴配合的毂孔长度为L82 mm ，- 断的dd 42mm长度应比 L 略短一些，现取 L 80mm ；2) 为满足半联轴器

31、的轴向定位要求，L 40mm- 轴段右端要求制出一轴肩， 故取 - 段的直径 d 42mm ；轴承端盖的总宽度为15mm （由减速器和轴承端盖的机构设计而定） ，根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm 。故取 L 40 mm 。设计内容计算及说明结果3)根据所选轴承直径尺寸确定d d - 45mm ， 取 d d-45mmL 19mm ， L -45 mm ；L 19mm4) 为满足轴承的轴向定位要求，取d 50mm ，综合中间轴设计取L - 45mmL 68mm ；d 50mm5) 为满足齿轮的轴向定位要求，取该段直径d 60 mm ，长 度 L

32、68mmL 10mm ；d 60mm6) 根 据 齿 轮 几 何 尺 寸 ， - 段 直 径 d 50mm ， 长 度 取 L 10mmL 56mm ；d 50mm至此已初步确定各轴段的直径与长度。L 56 mm(4) 轴上零件的周向固定1) 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按 d- 35mm ， 由 1 表10-9 查 得 平 键 的 截 面 b10mm ，× 8×键 10h8mm ，根据该轴段长度，取L 70 mm 。70GB/T同理按 d -50mm ，由 1 表 10-9 查得平键的截面 b14mm1069-1979，h9mm ，根据该轴段长度，取L 45 mm 。键 14× 9×同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，故选择齿轮轮毂与轴45GB/T得配合选 H7/n6。1069-19792) 半联轴器与轴得配合选 H7/k6 。五、滚动轴承与轴的周向定位， 是借过渡配合来保证的， 此处选轴的尺寸公差为 m6 。(4) 轴上倒角与圆角根据 4 表 15-2 ，取轴端倒角 C1.6 ，各轴肩处的圆角半径见低速轴零件图。倒角 C1.6设计内容计算及说明结果滚动滚动轴承校核（本次设计中为