机械设计课程设计计算说明书(样板)

1、机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机的减速器学院: 班级: 姓名: 学号:指导教师:日期：目 录一、 设计任务书····································二、 传动方案拟定··

2、································三、 电机的选择················

3、3;···················四、 传动比分配·····························&#

4、183;······五、 传动系统运动及动力参数计算·······················六、 减速器传动零件的计算···············

5、83;············七、 轴及轴承装置设计································八、 减速器箱体及其附件的设计·&

6、#183;·····················九、 减速器的润滑与密封方式的选择··················十、 设计小结······&

7、#183;·····················一、设计任务书1、 设计任务：设计带式输送机的传动系统，采用单级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。2、 原始数据输送带有效拉力 F=5800 N输送带工作速度 v=0.8 m/s输送带滚筒直径 d=315mm减速器设计寿命为5年3、 已知条件 两班制工作，空载启动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为38

8、0/220V。2、 传动方案拟定1. 电动机 2.联轴器 3.减速器 4.联轴器 5.开式齿轮 6.滚筒 7.输送带传动方案如上图所示，带式输送由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3再经联轴器4及开式齿轮5将动力传送至输送机滚筒6带动输送带7工作。计算与说明结果3、 电机的选择1. 电动机类型的选择由已知条件可以算出工作机所需的有效功率联轴器效率 1=0.99滚动轴承传动效率 2=0.99 闭式齿轮传动效率 3=0.97开式齿轮传动效率 4=0.95输送机滚筒效率 5=0.96传动系统总效率总=14·22·3·4·5=0.994×

9、0.992×0.97×0.95×0.96=0.83287工作机所需电机功率 Pr=Pw总=4.640.83287=5.57Kw由附表B-11确定，满足PmPr条件的电动机额定功率Pm = 7.5Kw2.电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速nw=60000vd=60000×0.8×315=48.50r/min初选同步转速为nm=1440r/min的电动机。3.电动机型号的选择根据工作条件两班制连续工作，单向运转，工作机所需电动机功率计电动机同步转速等，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M-4,其主要数据如下：电动机额定功率P

10、e7.5kw电动机满载转速nm1440r/min电动机轴伸直径38mm电动机轴伸长度80mm4、 传动比分配1、 带式传送机的总传动比 ia=nmnw=144048.5=29.692、 各级传动比分配：由传动系统方案知i01=1 i23=1按附表B-10查取开始齿轮传动的传动比i34=6由计算可得单级圆柱齿轮减速器的传动比为i12=iai01i23i34=29.691×1×6=4.95五、传动系统的运动及动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下0轴（电动机轴）：n0=nm=1440r/minP0=Pr=5.57Kw T0=9550P0n0=9550×5.

11、571440=36.94Nm1轴（减速器高速轴）：n1=n0=1440r/min P1=P01=5.57×0.99=5.5143Kw T1=9550P1n1=9550×5.51431440=36.57Nm2轴（减速器低速轴）n2=n1i12=14404.95=290.91r/minP2=P1·3·2=5.5143×0.97×0.99=5.2954KwT2=9550P2n2=9550×5.2954290.91=173.84N·m六、减速器传动零件的设计计算1、 选择齿轮材料、热处理方法 考虑减速器传递功率不大，所以齿

12、轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为235265HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度180215HBS； 小齿轮 45钢 调质 HB1=235265HBS 大齿轮 45钢 正火 HB2=185215HBS2、 齿轮传动设计（参考机械设计基础）（1） 小齿轮转矩 T1=36.57N·m（2） 初取载荷系数K'=1.8（3） 选取齿宽系数a=0.35（4） 初取重合度系数Z'直齿轮传动取在1.11.9之间，取=1.8则Z'=4-3=4-1.83=0.86 （5） 确定许用接触疲劳应力H接触应力变化总次数：N1=60n1Ln=60×1440&

13、#215;1×24000=2.0736×109N2=60n2Ln=60×290.91×1×24000=4.189104×108寿命系数ZN1=0.9 ZN2=0.93弹性系数ZE=189.8接触疲劳极限应力 Hlim1=560MPa Hlim2=500MPa最小安全系数，失效概率低于1100 SHmin=1许用接触疲劳应力为：H1=Hlim1SHminZN1=5601×0.9=504MPaH2=Hlim2SHminZN2=5001×0.93=465MPa（6） 按齿面接触疲劳应力初步计算中心距a节点区域系数ZH=2

14、.5a=u+13500K'T1auZHZEZH2=(4.95+1)×3500×1.8×36.570.35×4.95(189.8×2.5×0.86465)²=145.52mm取a=160mm（7） 初取齿宽 b=a=0.35×160=56mm 尾数取0、2、5、8，所以取齿宽为58mm（8） 取标准模数m=2（9） 确定齿数由a=m2(Z1+Z2)有Z1+Z2=2am=2×1602=160 与u=Z2Z1=4.95解得Z1=27 Z2=133实际齿数比u=Z2Z1=13327=4.926传动比误差4

15、.95-4.9264.95×100%=0.485%（在±5允许范围内）（10） 确定载荷系数Ka) 使用系数KA,取KA=1b) 动载系数KVd1=mZ1=2×27=54mm齿轮圆周速度v=d1n160000=×54×144060000=4.07m/s齿轮精度取8级，按图8-21，取KV=1.18c) 齿向载荷分布系数K按图8-24，软吃面，对称布置d=bd1=5854=1.074 K=1.11d) 齿向载荷分配系数K重合度=1.88-3.2×1Z1+1Z2=1.88-3.2×127+1133=1.737按图8-25K=1.

16、26K=KAKVKK=1×1.18×1.11×1.26=1.65K<K'所以偏安全（11） 确定重合系数Z由式8-26，Z=4-3=4-1.73=0.87（12） 确定齿宽取b1=63mm b2=58mm3.验算齿根弯曲疲劳强度1) 查取齿形系数由图8-28，查得 2) 查取应力校正系数由图8-29查得 3) 重合度系数 按式8-23，Y=0.25+0.75=0.25+0.751.7=0.694) 弯曲疲劳极限应力按图8-32（c） Flim1=240MPa Flim2=220MPa5) 寿命系数N1=2.0736×109 N2=4.189

17、104×108按图8-34取YN1=0.87 YN2=0.926) 试验齿轮应力修正系数 YST=27) 最小安全系数，按表8-8 SFmin=1.258) 许用弯曲应力，按式8-27F=FlimYSTSFminYNF1=240×21.25×0.87=334.08MPaF2=220×21.25×0.93=327.36MPa9) 齿根弯曲疲劳应力，按式8-32F=2000KT1dbmYFaYSaYF1=2000×1.65×36.5754×63×2×2.58×1.62×0.69=

18、51.15MPa<F1F2=2000×1.65×36.5754×58×2×2.17×1.83×0.69=52.79MPa<F2齿根弯曲疲劳强度足够4.大齿轮的结构设计齿宽b=58齿顶高ha=m=2mm齿根高hf=1.25m=2.5mm齿高h=ha+hf=2.25m=4.5mm分度圆直径d=mZ2=2×133=266mm齿顶圆直径da1=d+2ha=266+4=270mm齿根圆直径df=d-2hf=266-5=261mm 轴孔直径dh=62mm 轮毂直径D1=1.6dh=1.6×62=99.2m

19、m D1=100mm轮毂长度L=b=58mm轮缘厚度=2.54mn=6.2510mm 取=10mm轮缘直径D2=da-2-2h=270-2×10-2×4.5=241mm腹板厚度c=0.3b=0.3×58=17.4mm取c=18mm腹板中心直径D0=0.5D2+D1=0.5×100+241=170.5mm腹板孔直径d0=14D2-D1=14241-100=35.25mm取d0=35mm齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm齿轮结构如下图：七轴及轴承装置设计1. 初定跨距参考课程设计P51 图5-1为保证滚动轴承完全放入箱体轴承孔内，计入尺寸c采

20、用油润滑c=35mm，取c=5mm考虑齿轮与内壁沿轴向不发生干涉，k8mm，取k10mm轴承宽度，高速轴取n1=20mm，低速轴n2=25mm齿宽b=63mm轴的支撑跨距 高速轴L1=2c+k+b+510+n1=25+10+63+10+20=123mm 低速轴L2=2c+k+b+510+n2=25+10+63+10+25=128mm2. 选择轴的材料初选45钢，调质处理，硬度246270HBb=647MPa -1=59.7MPa3. 轴的结构设计与轴承、联轴器的选择1. 高速轴轴的转矩T1=36.57N·m圆周力Ft1=2000T1d1=2000×36.5754=1354.

21、44N径向力Fr1=Ft1tan=1354.44×tan20=492.98N轴截面上的弯矩M1=Fr1L12=492.98×0.1232=30.32N·m轴材料许用弯曲应力=-1=59.7MPa将转矩折合成当量弯矩折算系数=0.6d1310M12+T12-1=18.4mm低速轴轴的转矩T2=173.84N·m圆周力Ft2=2000T2d2=2000173.84266=1307.07N径向力Fr2=Ft2tan=1307.07×tan20º=475.73N轴截面上的弯矩M2=Fr2L22=475.73×0.1282=30.45

22、N·md2310M22+T22-1=26.3mm由于开有键槽d2'=d21+5%=27.6mm2. 高速轴的结构设计电动机伸出端直径dm=38mm公称转矩Tn=1.2T0=41.38×1.2=49.66N·m许用转速n n1=1440r/min查附表C-16，选择LT6型弹性套柱销联轴器轴孔直径可选32、35、38、40、42取de=32mm 长度lde=55mm轴承选择：Lh=5×300×16×12=12000hRAx=RBx=Ft12=677.22NRAy=RBy=Fr12=246.49NRA=RB=677.222+246

23、.492=720.68N取fP=1.2 对于球轴承=3P=RAfP=720.68×1.2=864.82N基本额定动载荷Cr=P(60n106Lh）1=8753.01N由附录D1选取6307轴承B=21mm d=35mm D=80mm高速轴部分尺寸如下图3. 低速轴的结构设计转速n2=290.91r/min转矩T2=173.84N·m联轴器公称转矩Tn=1.2T2=173.84×1.2=208.61N·m查附表C-15,选择LX4弹性柱销联轴器RCx=RDx=Ft22=653.54NRCy=RDy=Fr22=237.87NRC=RD=653.542+237

24、.872=695.48N取fP=1.2 对于球轴承=3P=RCfP=695.48×1.2=834.576N基本额定动载荷Cr=P(60n106Lh）1=4956.36N由附录D1选取6311轴承B=29mm d=55mm D=120mm低速轴部分尺寸如下图4. 键的设计a) 高速轴联轴器处键的设计轴径为32mm 宽b×高h=10×8 键长l=45mm材料选择45钢 p=110MPa强度校核：p=4Tdh(L-b)=4×36.57×10332×8×(45-10)=16.32MPa<p 所以强度足够b) 低速轴联轴器处键的

25、设计轴径d=50mm,宽b×高h=14×9键长l=100mm材料选择45钢 p=110MPa强度校核：p=4Tdh(L-b)=4×173.84×10350×9×(100-14)=17.97MPa<p所以强度足够c) 低速轴齿轮处键的设计轴径d=62mm，宽b×高h=18×11键长l=50mm材料选择45钢 p=110MPa强度校核：p=4Tdh(L-b)=4×173.84×10362×11×(50-18)=31.86MPa<p所以强度足够八、减速器箱体及其附件的设

26、计1.箱体的结构尺寸箱座壁厚：=0.025a+1=0.025×160+1=5mm，取=10mm箱盖壁厚1：1=0.02a+1=0.02×160+1=4.2mm 取1=8mm箱座凸缘壁厚b：b=1.5=1.5×10=15mm；箱盖凸缘壁厚b1：b1=1.51=12mm；箱座底凸缘壁厚P：P=2.5=25mm；箱座上的肋厚mm0.85=8.5，取m=9箱盖上的肋厚m1m10.851=6.8mm 取7mm 地脚螺钉直径及数目d，n：d=0.036a+12=17.76mm 取M20; n=4；轴承旁连接螺栓直径d1：d1=0.75d=15mm；取M16上下箱座联接螺栓直径

27、d2：d2=0.5 d=10mm；取M10大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1：11.2=12mm；取15mm列表如下：名称结果(mm)箱座壁厚10箱盖壁厚18箱座凸缘壁厚b15箱盖凸缘壁厚b112箱座底凸缘壁厚P25箱座上的肋厚m9箱盖上的肋厚m17地脚螺栓数目n4地脚螺栓螺栓直径d20螺栓通孔直径d'25螺栓沉头座直径d048地脚凸缘尺寸L132L230轴承旁螺栓螺栓直径d116螺栓通孔直径d1'17.5螺栓沉头座直径D033部分凸缘尺寸C124C220上下箱螺栓螺栓直径d210螺栓通孔直径d2'11螺栓沉头座直径D0'22部分凸缘尺寸C1'18C2'

28、;14定位销孔直径d38轴承旁连接螺栓距离S120轴承旁凸台半径R20轴承旁凸台高度h48大齿轮顶圆与箱体内壁的距离115箱外壁至轴承座端面距离K52部分面至底面高度H3632.减速器附件及其结构尺寸1) 窥视孔及其孔盖窥视孔用于检查传动零件的啮合，润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，设置在减速器箱盖上适当位置。窥视孔盖常用螺钉将其固定在箱体上，连接面上应加防渗漏的垫片。2) 通气器在箱体顶部或直接在窥视孔盖上设置通气器。3) 轴承盖轴承盖用来封闭减速器箱体上的轴承座孔以及固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷。4) 定位销箱盖与箱座连接凸缘上设置两个定位销。5) 启盖螺钉在箱盖凸缘的适当位置加工出12个螺孔，装入启盖用的圆柱端螺钉或平端螺钉。6) 油标油标一般设置在箱体便于观察