机械设计计算书模版说明书

1、江西理工大学机械设计课程设计计算说明机电工程学院机械基础教研室机械设计课程设计题目带式输送机传动用的 V带传动及两级斜齿圆柱齿轮减速器技术参数输送带牵引力F=1900N输送带速度v=1.1m/s输送带滚筒直径 D = 330mm = 0.33m工况1、工作载荷轻微冲击2、工作环境有少量灰尘3、工作年限15年，每年300个工作日，每日工作 1班4、单件生产参考书 机械设计（濮良贵）； 机械设计指导（洪家娣） 机械原理（邹慧君）计算项目计算内容计算结果一、选择电 动机1选择电动 机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。2、选择电动 机容量1）工作机

2、的 有效功率mFvR/v 1000PW = * kW2）从电动机 到工作机输 送带间的总 效率查表1-2七V昇齿轮'滚动轴承和联轴器3骨动轴承3）电动机所 需功率0七P0 =* kW4）选择电动 机额定功率Pm=* kW3、确定电动 机转速1）滚筒工作 转速60vnw =兀Dnw =* r /min2）电动机转 速可选范围传动比合理范围，带=24 , i齿轮=35 ,则总传动比i工=18 100。电动机转速可选范围n =iW =* * r/min3）选择电动 机型号查表14-1，根据性价比选择电动机型号Y *P _* m =n -*1 im kW r/min二、确定传 动比1总传动比n

3、mi I*nW1 2、初步分配考虑总传动比中齿轮传动强于V带传动，预选 V带传动比传动比:- *iV带一则齿轮传动比 i * 炮轮=一IV带而两级齿轮传动比i齿轮1（1.3 1.5）1齿轮2初定为I齿轮1 *, I齿轮2=*3、V带传动 实际分配传 动比1）工作情况 系数根据输送带工作情况，由表8 6,K *2）计算功率计算功率Ra=KAPo =D_PCa _kW3）带型根据Pca和nm,由图8 8判断，可选*型V带4）带轮直径选小带轮直径dd1 =* mm。则大带轮直径dd2 =iV带dd1(1 对=* mm。d *dd1 mm取标准尺寸dd2 =* mmdd2 mm5）实际传动 比dd 2

4、: 一 * iv带一iv 带dd1 (1 可4、验算带速ndd1 nmv -一60 "000v = * m/s在525m/s范围内合适5、齿轮传动 实际分配传 动比上-1殆轮_ ._iV带: *1些轮修正为：i齿轮1=*，i齿轮2=*:*i齿轮1 =:*i齿轮2 =三、计算传 动装置的运 动和动力参 数1各轴转速(1)0 轴电动机、小带轮：no = nm =n0 =* r / min(2)1 轴减速器高速轴、大带轮：nn°n 丫 =1 iv带n = * r / min(3)n 轴减速器中速轴：n=i -|齿轮in H = * r/ min(4)川轴减速器低速轴：nHn =

5、= i齿轮2n ) = * r / min2、各轴功率(1)0 轴P0 =* kWP0 =* kW(2)1 轴P= Pov 带=P = * kW(3)n 轴p H = Pf齿轮q滚动轴承=P)L* kW(4)川轴P)I = Pf滚动轴承11齿轮=PW = * kW3、各轴扭矩(1)0 轴0 轴：T0 =9550 见=noT0=* N m(2)1 轴I轴:t i=9550 P =nIT = * N m(3)n 轴n轴：T = 9550 P =n)1T) = * N m(4)川轴川轴：丁刑=9550弘=n)iTw=* N m四、皮带传 动设计由前，选 * 型 V 带；ddi =* mm , dd2

6、 =* mm。1、中心距及 带长(1)初取中心距a。=(0.7 2)(ddi +dd2)=* * mm取 a0 = * mm(2)带长21q+兀 a + (dd2 ddl)Lo 2a0 十(dd1 *dd2)+24ao=* mm查表8 2，对*型V带选用Ld =* mm。Ld =* mm(3)实际中心距a + Ld _ Lo2a =* mm2、小带轮包 角% =180 dd2 一dd1 >57.3 =* >120a% =*c满足要求。3、V带根数“Pc(P0 +AP0)Kl查表8 5, 8 8, 8 2得P0=* kW, AF0 =* kW, K=* , Kl=* 所以，z=*取z

7、 = *根4、大带轮宽 度由表8 10,B 兰2f +(z1)e=* mmB =* mm5、作用在带 轮轴上的压 力查表8 4得，q =* kg/m，故单根V带的初拉力500Pc 2.5x 2F0 =(-1)+qvzv Ka=* n则轴上的压力«1Fq =2zF°s in =2Fq=* n五、高速级 齿轮传动设 计1、选择精 度、材料及 齿数1）精度因带式运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度2）材料小齿轮采用40Cr钢，调质处理，280HBS ； 大齿轮米用45钢，调质处理，240HBS。3）初定齿数取 Z1 =*，Z2 =Zij =* 小4）初定螺旋 角p _ *

8、 C2、按齿面接 触强度设计,|2KtTu +1ZhZe 'V % u 2h丿1）确定参数试选载荷 系数试选Kt=*转矩由前 T = * N m=* N mmT = * N mm齿宽系数查表10-7o * 牛d 端面重合度查图 10-26,咕=*, s2 =*%(=电十險=弹性影响 系数查表10-6ZE = * jMPa齿数比Z2 U =Z1u = *区域系数查图10-307 一 *ZH 一2）接触疲劳 许用应力接触疲劳 极限查图10-21d6讪1 =* MPa ghi =* MPa应力循环 次数Nj =60njjLh =N2 =Nu =N产* n2 = *接触疲劳 寿命系数查图10-

9、 19K *rKHN1 _LZ_MN2 安全系数取 *接触疲劳 许用应力», =Khn1上Hlim1 =* MPaSH叭2 =心"円阮=* MPaShr t 9hi+9h2gh=2=<rH =* MPa3）试计算试算小齿 轮分度圆dit詁严V% u订弘丿d1t K* mm圆周速度兀 d1t n 丫60 0000v = * m/s齿宽b =忙牡=b = * mm法面模数d1t cos P 十mn = mmZi纵向重合 度邛=0.318% z, tan P =邛=*4）分度圆校 正载荷系数查表10 2,使用系数Ka=*查图10 8,动载系数 仏=*K f查表10 3,假设

10、亠<100N/mm, b齿间载荷分配系数 Kh=*由表10 4,齿向载何分布系数KH 0=1.12+0.18（1+0.6督）% +0.23><10'bK二心仏心口心旷K *小齿轮分 度圆校正d1=d1t 加d* mm3、按齿根弯 曲强度设计2KTYpCOS20YFa2Ysa2 mT也丘“1）确定参数载荷系数查表k f10-3,假设 A t <100N/mm b齿间载荷分配系数Kf=*由图10- 13,齿向载荷分布系数 Kh0 = *k *K =KA KvKf 口Kf-螺旋角影 响系数由图10-28丫0 =*齿形系数当量齿数7*YSa1 =Z|YSa2 -7 co

11、s3PZ2 YFa1 -v2cos3 37*丫 Fa 2 查表10-5,齿形系数和应力校正系数2）接触疲劳 许用应力弯曲疲劳 强度极限由图10-20c(j7 FE1 一CT一*7 FE2 MPaMPa弯曲疲劳 寿命系数由图10- 18KfN1 KfN 2 安全系数取S * *弯曲疲劳 许用应力6】1 二KfN1°FE1呻1=*MPa-Sf"=*MPa6】2KfN2FE2一Sf一3）计算模数对比YFa1YSa1阵】1YFa2YSa2®F】2以数值人者代入，mr|2KTYpCOS20YFa2YSa2m* mm1 %Z2%F !=4、确定主要 参数及几何 尺寸1）法面模

12、数由齿根弯曲强度设计取 mn =* mm2）小齿轮齿数由齿面接触强度设计，d * mmd1 cos Pzi =工mn取 w =*3）大齿轮齿 数z2 = Zii 齿轮 i =z2 =*4）中心距mn07)枠a =:' = *mm2cos P取 a = * mm5）修正螺旋Rmin(Zi+Z2)枠ecu U R * i；角COS L 2a_ *o* 川P =arccos* =*'6）分度圆mnZidl _R -cosPdi =* mmd _ mnZ2 -d2 =* mmcosP7）齿宽b =* mmb2 = * mm d =* mm8）齿顶圆dai =di +2h*mn =dai

13、 =* mmda2 =d2 +2h；mn =da2 =* mm9）齿根圆dfi =di 2(h； +c*)mn =dfi = * mmdf2 =d2 _2(ha +c*)mn =df2 =* mm5、验算Ft = % =* Ndi则b-* N / mm biOON /mm合适六、低速级 齿轮传动设 计与咼速方法相冋七、轴的设 计101、确定最小 直径1） I轴的最 小直径d min - * mm2） n轴的最 小直径n轴也选用4OCr调质处理，与齿轮为键联接。d -min -* mm3） m轴的最小直径m轴选用45#调质处理，与齿轮、联轴器为键联接。取氏=*d "min - A0(1

14、 6%)=d mn -* mm由前，I轴为齿轮轴，选用40Cr调质处理，与大带轮为键联接。由表15-3,取Ao =*d min 亠 A0 3- ' (16%)=Vni112、选择联轴 器1）扭矩联轴器上的扭矩等于m轴上的扭矩T =* N m2）工作情况 系数3）计算转矩4）选取联轴 器由表14 1Tea = K AT H I =Tc = * N m由表12 6,弹性套柱销联轴器*联轴器*(GB* )公称转矩* N m#dr =* mm, L| =* mm, L =* mm, D =* mm3、初定齿轮 轴上各轴径 尺寸#1）轴结构示意图w#2） I轴,即 高速轴根据最小轴径、轴肩及轴承

15、尺寸规定，初定d1 =* mm, d2 =* mm, d3 =* mm, d4 =* mm3） n轴，即根据最小轴径、轴肩及轴承尺寸规定，初定中速轴dr =* mm, d2 =* mm, d3=* mm4）川轴，即 低速轴已知d1 =* mm，根据轴肩及轴承尺寸规定，初定d2 =* mm, d3=* mm, d4 =* mm, d5 =* mm, de =* mm4、初选轴承1）比较咼速 级齿轮径向 力与轴向力径向力 f_ R tann _* ni丄 lj/'j厂 r 门incos P轴向力 Fa =Fttan0 =* N* >0.25，轴向力较大，F r宜采用角接触球轴承或圆锥

16、滚子轴承2）比较低速 级齿轮径向 力与轴向力（同上）3）初选I轴由上，轴承内径d =* mm，且考虑皮带传动造成的轴压力轴承上的轴承初选角接触球轴承*D =* mm, B =* mm,da 色* mm, Da 兰* mm4）初选n轴 上的轴承方法与I轴相同5）初选川轴 上的轴承方法与I轴相同七、绘草图查表2-2、2 61、箱体壁厚6 K8mmc6 = 0.025a + 心=* mm6 =*mm勺 A8mmc 色=0.02a + 也=* mm6 =*mm2、旋转零件 距箱体内壁 轴向距离街 Z10mm.=*mm3、旋转零件 距箱体内壁5 畠 10mmA2 化 *mm径向距离（注：实际取川轴轴线至

17、箱体内壁径向距离为*mm ）4、旋转零件 间的轴向距 离4 =10 15mmA4 =* mm5、地脚螺栓df “.036a +12 =d f = M *G = * mmC2 =* mmD0 = * mm6、轴承旁联 接螺栓di fe：0.75d f =d1 = M *G =* mmC2 =* mm R =* mmD0 = * mm7、轴承座孔 外端面至箱 体外壁距离h seG +C2 +(5 10)=h =* mm8、轴承座孔长度L1 = h + 6 =L| = * mm9、箱盖、箱体联接螺栓d2 畑(0.5 0.6)d f =d2 = M *G = * mmC2 =* mmD0 = * mm

18、10、滚动轴承端面至箱 体内壁距离由于齿轮圆周速度 v =* m/s <2m/s，故宜米用脂润滑。12 止 10 12mml2 =* mm11、I轴轴承端盖查减速器附件图表D，由轴承外径 D=*mm1）材料HT1502）轴承盖螺 钉d3 = M * 螺钉数n =*3）其它结构 参数d0 =* mm, D0 =* mm, D2 =* mm, D4 =* mmD5 =* mm, D6 =* mm, e =* mm, © =* mmm、d、d!由结构确定4）透盖密封沟槽尺寸已知轴径do =* mm密封处速度v = 71 don = * m/sv5m/s 60 灯000由表11 6得B

19、 =* mmD1 = * mm d1 =* mm d = * mm b2 =* mmI2、n轴轴承端盖（同上）13、川轴轴承端盖（同上）14、箱体外 旋转零件内 端面至轴承 盖螺钉顶面 的距离14 “5 20mm大带轮轮毂（图8 12）:dj =（1.82）d = L =（1.52）d =C 鼻1 IB =V 4丿联轴器：（见前）丨4叱* mm（注：因螺钉六角头 厚度约为 5mm,实 际取箱体外旋转零 件端面至轴承盖的 距离应增加5mm）dr =* mmL =* mmC" = * mm15、凸台高度h 拓（0.35 0.45） D2 =并保证轴承旁螺栓有足够的扳手空间h =* mm1

20、5、小齿轮 端外壁圆弧由草图测量R &* mmRKR+10 =取大齿轮端相同圆弧，R=115+5 "，并将圆心右移R = * mm16、轴心高plH > 寺+ （30 50）+& +© 5）=* mmH =* mm17、箱座深度Ha =H -5-（35）=H a = * mm八、轴强度 校核1、I轴强度 校核1）材料由前，轴材料为40Cr2）许用弯曲 应力查表15 12 J = * MPa3）轴上的作 用力和扭矩14高速级齿轮上的作用带轮的作用力扭矩4）绘轴受力 示意图附图5）水平面受 力和弯距图6）垂直面受 力和弯距图7）带轮轴压 力产生的反由前,根

21、据装配草图绘出轴示意图，标出相应尺寸。见附图一、jr r ar ar x.nirdinniiTiTTri11 h i.川制Wnrni11 TT Tr-L-斷価nr1 1 11 111 1.Ji ft Wjijf.ill'll 1JE JT Ji X jrx nr r itX < K x 1dllllx jjrx *Illi rm i n前| 川川 lIIMFih =* N,F2h =* N水平面弯矩见附图-Fiv " N , F2V =* N垂直面弯矩见附图-Fiq N, F2Q 二* NFt =* N F = * N Fa = * NFq = * NT = * N m

22、m16力及弯距图弯矩图见附图一8）合成弯距以最不利的条件将带轮及齿轮产生的弯矩合成M =JM： +M； +Mq见附图一、9）扭矩图见附图一10）当量弯 距Mca = JM 2 +（町）2其中：a =0.611）强度校 核经比较，*点处属于危险截面M*caBea = MPa0.1dca V _jH满足强度要求。2、n轴强度 校核（略）3、m轴强度 校核（略）九、轴承强 度校核1、I轴的轴承 7*1）基本额定 动载荷和静 载荷根据表10 2，查轴承7*，得G =* NC°r =* N2）轴承承受 的总轴向力由齿轮设计和轴的强度校核Fa=* N3）轴承的径 向载何由前，F1： =* N,F

23、2： =* N,F1v =* N, F2V =* NF1Q =* N, F2Q =* N以最不利条件计算Fr1=* NFr2=* NFr1 =祚1：+|Fg|=* NFr2=jF；F2：十臥|=* N4）轴承的轴向载何第一次试 计算由于两个轴承各自所承受的轴向力未知，故初取e = 0.4派生轴向力为Fdi =eFri =* NFd2 = eFT? =* N由于轴承为面对面正安装，判断Fdi+Fa=* NFd2=* N<因此轴承*被“放松”，轴承*被“压紧”Fa1 =* NFa2 =* N由表13-5,Fai_ *C0，取 © =*Fa2 _*e2 =*CO第二次试 计算将第一次

24、计算的判断系数重新代入计算 派生轴向力为Fdi =eR =* NFd2=eFr2=*N判断Fdi+Fa=* NFd2=* N<因此轴承*被“放松”，轴承*被“压紧”Fai =* NFa2 =* N*Co -Fa2*CO第n次试计算重复以上过程，直至与上一次计算差别不大，不再计算判断系数0 =* e2 =*轴向载荷Fai=* NFa2=* N5）当里动载 荷径向、轴 向动载荷系 数计算Fa1 上=*? $Fr1Fa2a2 =*?Fr2查表13 - 5人=*Y _ * x2 = *Y *当量动载 荷R=XFri +YFai =P=XFn+YFai =P =* NP2 =* N6）预期寿命设为

25、5年，即L,K*年乂 *日x *小时Lh、* h7）寿命查表13 6, 13 4,载荷系数fp =*，温度系数 £ = *寿命L _106(ftCr)S_h 60n(fPP2)Lh =* h符合强度要求2、n轴的轴承 6008（略）3、m轴的轴承 6008（略）十、零件细 节及附件1、分箱面凸 缘厚b =“=15b = d =* mm2、底座（平） 凸缘厚b2 化 2.5§ =25b2 = * mm3、分箱面凸 缘圆角R2 77(6 +G +C2) =R2 =* mm4、加强肋板6=§ 纭 0.85d6 =§=* mm5、高速级大 齿轮结构由图10 39

26、D3 =* mmD0 = * mmQ =* mmD2 =* mmC =* mm6、低速级大 齿轮结构（同上）7、轴承结构表10 1车轴承 7*7*GB/T276-19948、键和键槽表9 25键 * X * 键 * X * 键 * X * 键 * X *GB1096-19909、封油盘图2 2510、端盖螺钉表9 5螺栓M* X *GB5783-200011、端盖密圭寸圈表11 6毡圈*毡圈*FZ/T92101-199112、轴承螺栓表9 5表9 13表9 12螺栓M* X *GB5782-2000垫圈*GB93-1987螺母M*8GB6170-200013、吊钩和吊耳减速器附件图表 P吊耳吊

27、钩14、分箱面螺栓表9 5表9 13表9 12螺栓 M* X *85GB5782-2000垫圈*GB93-1987螺母M*GB6170-200015、检查孔、 检杳孔盖减速器附件图表 N1）检查孔盖 螺栓孔d4 = M *2）检杳孔机 孔盖A = * mmA =* mm 人=* mm=* mmB =* mmB0 = * mm3）螺栓螺栓M* X *GB5783-200016、通气器减速器附件图表 A、B、C17、油塞减速器附件图表 L、M螺塞M* X *8JB/ZQ4451-198618、油标减速器附件图表 G、H、J、K油标尺19、启盖螺表9 5螺栓M* X *钉20、定位销表9 27圆锥销