機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計計算說明書

PAGEPAGE23目錄一、設(shè)計任務(wù) 41、設(shè)計帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 42、原始數(shù)據(jù) 43、工作條件 44、機器結(jié)構(gòu)圖 4二、傳動方案分析 三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 5（一）、電動機的選擇 6（二）、傳動比分配 6（三）、傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7四、傳動零件的設(shè)計計算 5（一）、各主要尺寸計算 8（二）、強度校核 9五、軸的設(shè)計和計算 11（一）、軸的材料選擇和最小直徑估計 11（二）、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 12（三）、軸的強度校核 13（一）、高速軸的校核 13（二）、低速軸的校核 14六、鍵連接的選擇和計算 15（一）、高速軸上鍵的選擇和校核 15（二）、中間軸上的鍵選擇和校核 15（三）、低速軸的鍵選擇和校核 15七、滾動軸承的選擇和校核 33（一）、軸承的選擇 16（二）、高速軸軸承的校核 17（一）、低速軸軸承的校核 18八、聯(lián)軸器的選擇 20九、潤滑、密封裝置的設(shè)計 21十、箱體的設(shè)計 22十一、參考文獻 24一、設(shè)計任務(wù)計算項目計算及說明結(jié)果設(shè)計任務(wù)1、設(shè)計帶式運輸機傳動裝置2、設(shè)計數(shù)據(jù)：1）運輸帶工作拉力：F=1350N2）運輸帶工作速度：V=1.6m/s3）運輸帶滾筒直徑：D=260mm4）工作年限：10年（每年按300天計算）；3班制。3、工作條件工作中有輕微振動，單向運轉(zhuǎn)，運送帶速度允許誤差為5％；工作期限為10年，每年工作300天，三班制工作，一般用途；檢修期間隔為3年。帶式輸送機傳動裝置運動簡圖帶式輸送機傳動裝置運動簡圖1-電動機；2-V帶傳動；3-斜齒圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-帶式運輸機構(gòu)二、傳動方案分析項目計算及說明結(jié)果1傳動方式外傳動為V帶傳動。2減速器類型減速器為斜齒圓柱齒輪減速器3方案優(yōu)點該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。

三、傳動裝置運動和動力參數(shù)計算計算項目計算及說明結(jié)果1電動機類型選擇根據(jù)動力源和工作條件，選用Y型三相異步電動機2電動機容量選擇1運輸機主軸上所需要的功率P=FV/1000=1250×1.5/1000=1.875KW2傳動總效率傳動裝置的總效率：，，，，分別是：V帶傳動，齒輪傳動（閉式，精度等級為8），滾動軸承（深溝球軸承一對），聯(lián)軸器（彈性聯(lián)軸器），運輸帶的效率。查《課程設(shè)計》表2-3，?。核裕?電動機輸出功率電動機所需功率：Pd=KPw/η=1×1.875/0.872=2.16kW式中，取載荷系數(shù)＝1查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表16-1取電動機的額定功率P=1.875KW=2.16kw=2.2kw3電動機轉(zhuǎn)速選擇滾筒的轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.5/π×240=119.43r/min電動機的合理同步轉(zhuǎn)速：取V帶傳動比范圍(表2-2)＝2～4；單級齒輪減速器傳動比＝3～6.則總傳動比合理時范圍為=6~24。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n筒=（6~24）×119.42=717~2867r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min和1500r/min綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選n=1500r/min

其滿載轉(zhuǎn)速為1420r/min=1420r/min4電動機型號確定根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y100L1-4。5傳動比分配傳動裝置總傳動比：i=nm/n=1420/119.42=11.89分配傳動比：取=4帶傳動的傳動比=11.89/=11.89/4=2.9725=11.89=4=2.97256傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1、各軸轉(zhuǎn)速：==1420r/min===478r/min===119..5r/min==119.5r/min2、各軸功率：==kw=2.07kw==kw=1.99kw==kw=1.95kw3、各軸轉(zhuǎn)矩：=9550=9550=14.53=9550=9550=41.36=159.13==155.93=1420=478=119..5=119.5=2.07kw1.99kw=1.95kw=14.53=41.36=159.13=155.93上述數(shù)據(jù)制表如下：參數(shù)軸名輸入功率（）轉(zhuǎn)速（）輸入轉(zhuǎn)矩（）傳動比電動機軸2.16142014.532.9725軸Ⅰ（減速器高速軸）1.9947841.364軸Ⅱ（減速器低速軸）1.95119.43159.13四、傳動零件的設(shè)計計算計算項目計算及說明結(jié)果1選擇材料、熱處理方式和公差等級選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，（考慮到齒輪使用壽命較長(GB699-1988)；大齒輪材料取為：ZG310-570,調(diào)質(zhì)處理，選取齒輪為8級的精度（GB10095－1998）45號鋼大小齒輪皆調(diào)資處理8級精度2計算確定傳動的主要尺寸初選螺旋角選小齒輪的齒數(shù)；大齒輪的齒數(shù)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計式中：1、中心距式中：查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖11-1式中：；查表：；齒寬系數(shù)取：2、計算模數(shù)取模數(shù)標準值3、計算中心距mm圓整中心距，取4、修正螺旋角：5、計算兩齒輪分度圓直徑小齒輪大齒輪6、計算齒寬取小齒輪齒寬（齒輪軸）；大齒輪齒寬（大齒輪）m=2mma=130mm3校核彎曲疲勞強度按課本P171表11-5取安全系數(shù)SH=1，SF=1.25ZH=2.5，ZE=189.8（課本P171表11-4）[σH1]=[σH2]=σHlim1/SH=590/1MPa=590Mpa[σF1]=[σF2]=0.7σFE1/SF=0.7×450/1.25MPa=252MpaZV1=Z1/cos3β=28.12ZV2=Z2/cos3β=112.48查查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P173表11-8，得YFa1=2.648YFa2=2.23查查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P174表11-9，得YSa1=1.62YSa2=1.81YFa1YSa1/[σF1]=2.648×1.62/252=0.017YFa2YSa2/[σF2]=2.23×1.81/252=0.016故用小齒輪進行彎曲強度校核法面模數(shù)：=2≥(2kTII/φdZ22×YFa2YSa2/[σF2]×cos2β)1/3=(21.3159.131000/0.4/0.16cos2β)1/3=1.15滿足彎曲疲勞強度4、驗算齒面接觸強度σH=ZEZHZβ（2kTII/bd×u+1/u）1/2=189.82.5（cosβ）1/2(21.3159.1310005/58/52/52/4）1/2=304.77Mpa[σH1]=[σH2]=590Mpa驗證安全5齒輪的圓周速度計算V=πdnII/（60×1000）=3.14×208×119.43/60/1000=1.3m/對照《機械設(shè)計基礎(chǔ)》P168表11-2，選9級制造精度是合宜的齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱代號計算公式結(jié)果小齒輪大齒輪中心距130傳動比4法面模數(shù)設(shè)計和校核得出2法面壓力角略螺旋角一般為全齒高4.5齒數(shù)Z略25100分度圓直徑略52mm208齒頂圓直徑=+256212齒根圓直徑dfdf=-249.5205.5五、軸的設(shè)計及校核計算1、輸入軸的設(shè)計計算計算項目計算及說明結(jié)果1選材1、因傳動效率不大并對重量及機構(gòu)沒有特殊要求，故選擇軸的材料為：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS＝2302已知條件高速軸傳遞功率=2.07kw，轉(zhuǎn)速=478r/min，小齒輪分度圓直徑=52mm，齒輪寬度=58mm，轉(zhuǎn)矩=413603、初算軸徑2、初步估算軸的最小直徑根據(jù)表15-3，取C=106，則mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則主動軸：d≥C(PI/nI)1/3=dmin1×(1+5%)mm=18.12由機械設(shè)計手冊選dmin1=20mm從動軸：d≥C(PII/nII)1/3=28.43mm取dmin1=204結(jié)構(gòu)設(shè)計1、主動軸：帶領(lǐng)寬度為=取為50mm，則軸段（1）長度比帶輪寬度略小，取=48mm。軸段（3.）與軸段（7）安裝軸承。取7007AC軸承，故取mm軸段（2）的長度除與軸上零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承蓋等零件有關(guān)，綜合考慮，取，。高速軸軸段（5）上為齒輪，，。軸段（4）與軸段（6）對稱，起固定作用，綜合比較，取，從動軸：軸段（3）與軸段（7）上安裝軸承，取7009AC軸承，查表得其尺寸D=75mmB=14mm，故取，取，從動軸軸段（4）上安裝齒輪，其長度比齒輪寬度小2~3mm，比稍大取其長度為，取軸段（1）上安裝聯(lián)軸器，考慮到聯(lián)軸器尺寸，取，.考慮到聯(lián)軸器軸向固定及密封圈尺寸，取，。主動軸：=48mmmm從動軸：5強度校核主動軸校核從動軸校核主動軸：圓周力Ft=2T1/d1=2×41.36/52=1.59kN徑向力Fr=Fttanα/cosβ=1.59×tan20°/cos15°57=0.6kN軸向力Fa=Fttanβ=1.59×tan15.470=0.427N按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校核計算1水平面H內(nèi)的支座反力:FH1=FH2=Fr/2=0.6/2=0.3kN2鉛垂平面V內(nèi)的支座反力：RV1=RV2=Ft/2=1.59/2=0.795kNMH=50FH1=50×0.3=15kN·mmMV=50RV1=50×0.795=39.75kN·mmM合=(MH2+MV2)1/2=(152+39.752)1/2=42.48kN·mm校核軸的強度危險截面處的強度條件：σ=MC/W=MC/0.1d3=4.248×10５/0.1×583=2.178Ｍｐａ<[σ-1]原結(jié)構(gòu)設(shè)計方案符合要求從動軸：圓周力Ft=2T2/d2=2×163.64/160=1.53KN徑向力Fr=Fttanα/cosβ=2.05tan20。/cos18。20’=0.58KN軸向力Fa=Fttanβ=2.05×tan18。20’=0.41KN按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校核計算1水平面H內(nèi)的支座反力:FH1=FH2=Fr/2=0.58/2=0.29kN2鉛垂平面V內(nèi)的支座反力：RV1=RV2=Ft/2=1.53/2=0.765kNMH=50FH1=50×0.29=14.5kN·mmMV=50RV1=50×0.765=38.25kN·mmM合=(MH2+MV2)1/2=(14.52+38.252)1/2=40.91kN·mm校核軸的強度危險截面處的強度條件：σ=MC/W=MC/0.1d3=4.091×10５/0.1×583=2.097Ｍｐａ<[σ-2]原結(jié)構(gòu)設(shè)計方案符合要求驗證符合要求驗證符合要求六、鍵連接的選擇和強度校核計算項目計算及說明結(jié)果1主動軸鍵連接的選擇主動軸外伸端d=25mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵6×30GB/T1096-1990,b=L=30mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,選擇45鋼，許用擠壓應(yīng)力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×41360/25×3×48=22.98Mpa<[σR](100Mpa)則強度足夠，合格驗證合格2從軸鍵連接的選擇從動軸外伸端d=35mm,考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵10×55GB/T1096-1990,b=1L=50mm,h=8mm,t=5mm,k=h-t=3mm,選擇45鋼，許用擠壓應(yīng)力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×159130/35×3×50=60.63Mpa<[σR](100Mpa)則強度足夠，合格驗證合格3從動軸與齒輪聯(lián)接處鍵連接的選擇從動軸與齒輪聯(lián)接處d=50mm,考慮鍵槽在軸中部安裝，故選鍵16×50GB/T1096-1990,b=16mm,L=50mm,h=10mm,t=6mm,k=h-t=4mm,選擇45鋼，許用擠壓應(yīng)力[σ]p=100MPaσp=2T/dkl=2×159130/58×4×50=27.44Mpa<[σR](100Mpa)則強度足夠，合格驗證合格七、滾動軸承的選擇和校核計算項目計算及說明結(jié)果1條件根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命10年，要求一天工作24小時，一年工作日為300天，得24×300×10=72000小時2軸承選擇1、由上面的設(shè)計，初選軸承的內(nèi)徑小齒輪軸的軸承內(nèi)徑d1=25mm大齒輪軸的軸承內(nèi)徑d2=35mm由于軸承要承受徑向和軸向的載荷，故選擇角接觸球軸承,查手冊:小齒輪軸上的軸承選擇型號為7007C大齒輪軸上的軸承選擇型號為7009C7007Ｃ型號的軸承的主要參數(shù)；d=35mmD=62mmB=14mmCr=19.5KNＣｏｒ＝14.2KN7009Ｃ型號軸承的主要參數(shù)：ｄ＝45ｍｍＣｒ＝25.8ＫＮＣｏｒ＝20.5ＫＮＤ＝75ｍｍＢ＝16ｍｍ3軸承的校核主動軸軸承校核從動軸軸承校核小齒輪軸的軸承（1）計算軸承的軸向載荷和徑向載荷小齒輪軸的軸向力Fa1=427NA端軸承所受的徑向力FRA=(RAH2+RAV2)1/2=[(431)2+(300)2]1/2=525.1NB端軸承所受的徑向力FRB=(RBH2+RBV2)1/2=[(2360.7)2+(300)2]1/2=2125.1N兩軸承的派生軸向力查表得:FS=0.68FR則FSA=0.68FRA=357N則FSB=0.68FRB=1445.1N由于FSA水平向右FSB水平向左Fa1水平向右有FSA+Fa1=357+427=784N<FSB因而軸有向左移動的趨勢，即軸承A被壓緊，軸承B被放松FAa=Fa+FSB=-427+1445.1=1018NFAb=FSB=1445.1N（2）計算當量動載荷FAa/FRA=1018/427=2.38>0.68FAb/FRB=1445/2415=0.68查手冊，得:P1=(0.41FRa+0.87FAa)=(0.41×612.2+0.87×890)=1025.3NP2=FRB=1642.2NP2>P1所以只需校核軸承2的壽命(3)軸承壽命計算由于有輕微沖擊，故由表13-6，取fp=1工作溫度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0軸承2的壽命為:LH=106/60n(ftC/fpP)3=106/（60×960）×(22500/1×1445)3=44649.8h>40000h∴預(yù)期壽命足夠2、計算從動軸承(1)計算軸的軸向載荷和徑向載荷大齒輪軸的軸向載荷Fa=727.47NA端所承受的徑向力FRA=(RAH2+RAV2)1/2=[(150)2+(602.2)2]1/2=620.6NB端軸承所受的徑向力FRB=(RBH2+RBV2)1/2=[(1354.4)2+(602.2)2]1/2=1482.2N兩軸承的派生軸向力查表得:FS=0.68FR則FSA=0.68FRA=422.0N則FSB=0.68FRB=1007.9N由于FSA水平向右FSB水平向左Fa2水平向右有:FSA+Fa2=422+889.89=1311.9N>FSB=1007.9N因而軸有向右移動的趨勢，即軸承B被壓緊，軸承A被放松FAa=FSa==422NFAb=FSB=Fa+Fsa=1311.9N（2）計算當量動載荷FAa/FRA=422/620.6=0.68=0.68FAb/FRB=1311.9/1482.2=0.885查手冊得:P1=(0.41FRa+0.87FAa)=(0.41×620.6+0.87×422)=622NP2=FRB=1445NP2>P1所以只需校核軸承2的壽命(3)軸承壽命計算由于有輕微沖擊，故由表13-6，取fp=1.2工作溫度低于1000C，查表13-4，得fT=1.0軸承2的壽命為:LH=106/60n(ftC/fpP)3=106/（60×960）×(28500/1.2×1445)3=69575h>40000h∴此軸承合格驗證合格驗證合格八、聯(lián)軸器的選擇計算項目計算及說明結(jié)果1聯(lián)軸器類型根據(jù)工作要求，為了緩和沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器。2聯(lián)軸器型號確定軸的最小直徑dmi