北航机械设计课程设计设计计算说明书23537.pdf

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1、 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目带式运输机传动装置设计 I*学院(系)*班 设计者 sc 指导老师 *2017 年 5 月 12 日（北京航空航天大学）前言 本设计为机械设计基础课程设计的内容，是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对带式运输机传动装置设计I 的说明，该传动装置使用广泛，本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理解，并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。目录 前言

2、.错误!未定义书签。机械零件课程设计任务书.错误!未定义书签。一、题目：带式运输机传动装置设计.错误!未定义书签。二、设计任务.错误!未定义书签。三、具体作业.错误!未定义书签。主要零部件的设计计算.错误!未定义书签。一、传动方案的确定.错误!未定义书签。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数.错误!未定义书签。1电动机的选择.错误!未定义书签。2传动比分配.错误!未定义书签。3各级传动的动力参数计算.错误!未定义书签。4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表错误!未定义书签。三、传动零件的设计、计算.错误!未定义书签。带传动的设计.错误!未定义书签。2带的参数尺寸列表.错误!未定义书

3、签。3减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计.错误!未定义书签。四、轴的设计与校核.错误!未定义书签。1I 轴的初步设计.错误!未定义书签。2I 轴强度校核.错误!未定义书签。3II 轴的初步设计.错误!未定义书签。4II 轴强度校核.错误!未定义书签。五、键联接的选择与校核.错误!未定义书签。1I 轴外伸端处键联接.错误!未定义书签。2II 轴与大齿轮配合处键联接.错误!未定义书签。3II 轴外伸端处键联接.错误!未定义书签。六、轴承的选择与校核.错误!未定义书签。1、高速轴承.错误!未定义书签。2、低速轴承.错误!未定义书签。七、联轴器的选择与计算.错误!未定义书签。八、润滑与密封形式，润滑

4、油牌号说明.错误!未定义书签。九、箱体结构相关尺寸.错误!未定义书签。十、参考资料.错误!未定义书签。机械零件课程设计任务书 一、题目：带式运输机传动装置设计 传动装置简图如右图所示。1运输机的数据：运输带工作拉力 F=1400 (N)运输带工作速度 v=(m/s)卷筒直径 D=260 (mm)2设计要求：1)设计用于带式运输机的传动装置 2)两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳，运输带速允许误差为5%。3)使用期限为十年，两班制，每年工作 300 天；检修期间隔为三年。小批量生产。二、设计任务 1选择电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计该减速器；4选择联轴器。三、具体作业

5、 1减速器装配图一张；2零件工作图两张（大齿轮、输出轴）；3说明书一份。主要零部件的设计计算 一、传动方案的确定 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 优点（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。（2）带传动有减震和过载保护功能。采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。缺点（1）外形尺寸大，传动比不恒定。（2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 1电动机的选择 工作机所需功率WP W1400 1.552.17kW10001000F vP W2.17kWP 传动装置总效率a 330.96

6、 0.990.97 0.99 0.960.859a承带闭联卷 0.859a 实际需要功率dP Wd2.172.527kW0.859aPP d2.527kWP 工作机转速wn w60 100060 1000 1.55113.91r/min3.14260vnD w113.91r/minn 电动机转速 由于带传动的传动比42带i，齿轮传动传动比2 5i减，所以电动机的转速范围4582292r/min。常 用 的 电 动 机 转 速 为Y132S-6型 电 动机，额定功率，满载转速 960r/min 1000r/min 和 1500r/min 查 表 得 电 动 机 数 据，具 体 可 选 用Y132

7、M-8,Y132S-6,Y100L2-4 三种电动机。对比三种电动机的数据以及计算出的传动比，选用电动机型号为Y132S-6型，其额定功率为，满载转速960r/min。2传动比分配 总传动比总i mw9608.42113.91nin总 8.42i总 V 带传动比带i 由减带总iii，取3i带 3i带 减速器传动比减i 则8.422.83i减 2.8i减 3各级传动的动力参数计算 各轴转速（III,n n分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）I960320r/min3nni满带 III320113.91r/min2.8nni减 I320r/minn II113.91r/minn 各轴输入功率 Id2

8、.43kWPP带 III2.33kWPP承闭 II2.28kWPP承卷联卷 I2.43kWP II2.33kWP 2.28kWP 卷 各轴输入转矩 6dd9.55 1025.2N mPTn满 Id72.5N mTTi带带 III195.3N mTT i承减闭 d25.2N mT I72.5N mT II193.5N mT II191.5N mTT承卷联卷 191.5NmT 卷 4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表 轴名 功率 P/kW 转矩 T/Nm 转速r/min 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电机轴 960 3 高速轴 320 低速轴 1 卷筒轴 三、传动零件的设计、计算 项

9、目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 带传动的设计 工作系数 KA 查表 4-7 得 KA=电动机计算功率 Pc cAd1.2 2.533.036kWPKP c3.036kWP V 带型号 由c3.036kWP，960r/minn满，查图，选用A 型普通 V 带 A 型普通 V 带 大小带轮基准直径d2，d1 查表 4-3 取 d1=100mm，则 122(1)3 100(1 0.02)294mmnddn 取 d2=300mm d1=100mm d2=300mm 验证 V 带带速 带速1 15.024m/s60 1000d nv，v=s v 在 525m/s 之内，合适。V 带基准长度 Ld

10、和中心距 a 由120120.552ddddddadd，初步选取中心距a0=600mm 得带长 221001202()2()243.14(300 100)2 500(100300)24 6001844.67mmddLadda 查表 4-2，取 Ld=2000mm，得实际中心距，d0022000 1844.67600678mm2LLaa 01844.67Lmm 678mma 小带轮包角1的验算 21118057.3163120dda 合适。1163 单根普通 V 带的基本额定功率0P 由 n满=960r/min 及 d1=100mm，查表 13-3 得，01.14kWP 01.14kWP 传动比

11、 i 21300(1)100(1 0.02)did i=额定功率增量0P 查表 4-4 得，00.11kWP 00.11kWP 包角修正系数K 由1163，查表 13-7 得，0.96K 0.96K 带长修正系数LK 由 Ld=2000mm，查表 13-2 得L1.03K L1.03K V 带根数 z c00L()3.0362.46(1.140.11)0.96 1.03PzPPKK 圆整，取 z=3 根数3z 单根 V 带的初拉 带的单位质量：q=m q=m 力 F0 2c025002.5(1)500 3.0362.5(1)0.1 5.0243 5.0240.96164.1NPFqvz vK

12、0164.1NF 传动带在轴上的作用力 FQ 1Q02sin21632 3 164.1 sin973.8N2FzF Q973.8NF 2带的参数尺寸列表 A 型带 小带轮直径d1/mm 大带轮直径d2/mm 中心距 a/mm 带长 Ld/mm 100 300 678 2000 带根数 z 初拉力 F0/N 轴上载荷、FQ/N 3 3减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计（1）选择材料及确定许用应力 选择材料和精度等级 齿轮减速器传递的功率为。可对齿轮选用硬齿面的组合，小齿轮用 20CrMnTi 渗碳淬火，回火，齿面硬度为 5662HRC。大齿轮用 20Cr 渗碳淬火，回火，齿面硬度为5662HR

13、C。同侧齿面精度等级选 8 级精度 小 齿 面 选 用20CrMnTi 渗 碳 淬火，回火 大齿面选用 20Cr渗碳淬火，回火 弯曲疲劳极限 查表11-1，取 小齿轮接触疲劳极限Hlim11500MPa Hlim11500MPa Hlim21500MPa 大齿轮接触疲劳极限Hlim21500MPa 小齿轮接触疲劳极限1850FEMPa 大齿轮接触疲劳极限2850FEMPa 1850FEMPa 2850FEMPa 安全系数 SH、SF 由表 11-5 取 SH=1，SF=SH=1，SF=许用应力2121FFHH lim1121111500=15001850=6801.25HHHHFEFFFMpa

14、SMpaS 11 1500 680HFMpaMpa 22 1500 680HFMpaMpa（2）按轮齿弯曲强度设计计算 载荷系数 K 取 K=K=齿宽系数d 查表 11-6，取齿宽系数d0.8 d0.8 小齿轮转矩1T 66112.49.55 109.55 1032071.6PTnN m 171.6TN m 初定螺旋角 初定15 15 大小齿轮齿数 z1，z2 取小齿轮齿数z1=20，则大齿轮齿数2156zzi z1=20 z2=56 当量齿数 zv1，zv2 11322.19cosvzz 22362.14cosvzz 122.19vz 262.14vz 齿型系数 查图 11-8、11-9 取

15、 YFa1=YFa1，YFa2 YSa1，YSa2 YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=YFa2=YSa1=YSa2=验算大、小齿轮的弯曲强度 41212 1.09.59101.682.3836.41952.5360.7194.69FFMPaMPa 222111236.890.7135.63FaSaFFFaSaFYYMPaYYMPa 因此设计时选用的参数都是合适的 且应对小齿轮进行弯曲强度计算 法 向 模数计算 211132132322cos12 1.2 71.6 10 2.85 1.55cos 154760.81.6720FaSanFdY YKTmmmz 取 mn=3mm mn=3m

16、m 确 定 中心距 12()2(2056)118.022cos2cos15nm zzamm 取200amm 120amm 确定螺旋角 12()3(20 56)arccos18 114222 120nm zza 18 1142 分度圆直径 1d，2d 113 2063.17coscos18 1142nm zdmm 223 56176.83coscos18 1142nm zdmm 163.17dmm 2178.63dmm 齿宽 b1，b2 10.8 63.1750.532dbdmm 取 b2=55mm 12(5 10)60bbmm 160bmm 255bmm（3）验算齿面接触强度 a求齿面接触强度

17、 HE112213.54=2.8 13.54 189.8cos18.19491.2507160063.500172.661500.8uZ ZKbdMPTPuaM a H500.66MPa（4）齿轮的圆周速度 计算齿轮圆周速度 1 13.1463.173201.065m/s60 100060 1000d nv 根据表 2-1，取 8 级精度合理 1.065m/sv （5）齿轮其他传动的参数 端面压力角t 20t 20t 齿顶高 ha 齿根高 hf 全齿高 h 顶隙 c 齿顶圆直径 da 齿根圆直径 df 齿轮结构 ha=mn=3mm hf=h=ha+hf=c=hf-ha=da1=1d+2 ha=

18、da2=2d+2 ha=df1=d12 hf=df2=d22 hf=ha=3mm hf=h=c=（6）齿轮传动参数列表 中心距 a/mm 模数 mn/mm 螺旋角 端面压力角 t 120 3 18 11 40 20 齿数 齿宽/mm 分度圆直径/mm z1 z2 b1 b2 d1 d2 20 56 60 55 齿高/mm 齿顶圆/mm 齿根圆/mm ha hf da1 da2 df1 df2 3 d（7）大齿轮结构简图（见零件图）四、轴的设计与校核 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 1I 轴的初步设计 材料选取 由 45 钢应用最为广泛，选用 45 号钢，调质处理 45 号钢调质 根据

19、许用切应力初估 I 轴最小直径 I 轴：13I132.411021.53mm320inPdCn 考 虑 键 对 于 轴 的 削 弱 作 用，I1 3%21.5322.6mmd 取 dI=24mm C=110 dI=24mm 对 I 轴其他段直径进行估计 由定位轴肩的尺寸公式21=+c(34)dd 取 c=d2=28mm 考虑到轴承为标准件，取 d3=30mm I 轴轴承选用 6206，d=30mm，B=16mm D=62mm 为装配方便，取 d4=32mm d2=28mm d3=30mm d4=32mm d5=40mm d6=30mm 同 理 由 定 位 轴 肩 的 尺 寸 公 式54=+c(

20、34)dd 取 d5=40mm 同一轴选用同一轴承 d6=30mm 确定润滑方式 由轴承转速 13.1424 3200.4m/s60 100060 1000d nv 选用脂润滑 脂润滑 确定轴的支点 箱座壁厚 =8mm 箱盖壁厚1 1=8mm 大齿轮顶圆与内壁距离1 ，取1=10mm 齿轮端面与内壁距离2 取2=8mm 轴承与箱体内机壁距离3 3=10mm 地脚螺栓直径df=+12=取 M20 螺栓，地脚螺栓个数为4 轴承旁连接螺栓直径d1：d1=选用 M16 螺栓 M16 螺栓的参数：c1=22mm c2=20mm D=32mm 外箱壁到轴承端面的距离：l1=c1+c2+(58)=20+22

21、+8=50mm L1=58mm L2=93mm 轴的支点 L1=b1/2+2+3+B轴承/2=58mm 取带轮带宽 B带轮为 50mm L2=B带轮/2+l1+l2+-3-B轴承/2=93mm 2I 轴强度校核 I 轴受力：圆周力3122 72.52295.3963.17 10ItTFNd 径向力tnrtan879.45NcosFF 轴向力attan754.68NFF t2295.39NF r879.45NF a754.68NF I 轴受力简图 简化为简支梁 垂直面支撑反力 垂直面弯矩图 水平面支撑反力 水平面弯矩图 合成弯矩计算 轴受扭矩图 当量弯矩图 垂直面支撑反力 11263.17879

22、.45 58 754.682133234.24raVdF bFFLN 21879.45 234.24645.2VrVFFFN 1234.24VFN 2645.2VFN 垂直面弯矩计算 水平面支撑反力 水平面弯矩计算 作用在 V 带上的压力 FQ产生的支撑反力 FQ产生的弯矩 截面产生的弯矩 危险截面当量弯矩 轴 I 收到联轴器给的扭矩 危险截面的当量弯矩 危险截面的校核 21645.21 0.058 37.42aVVMFLN m11234.240.05813.58aVVMFLN m122295.391147.6922tHHFFFN 166.57aHHMFlN m 973.8QFN 211219

23、73.8 93780.722 581754.5QFFQHFLFNLFFFN 211190.5645.28QFQQFFMF LN mMF LN m 按照最不利的情况 221+121.65aaHaVQFMMMMN m 172.5TN m 22a22()121.65(0.6 72.5)129.2eaMMTN m 由 45 钢的155bMPa，则 331129.21028.60.10.1 55eabMdmm 考虑键槽影响 d=，设计时取32mm，合适。34.42aVMN m 13.58aVMN m 211147.691147.69HHFNFN 66.57aHMN m 12780.71754.5FFFN

24、FN 121.65aMN m a129.2eMN m d 3II 轴的初步设计 材料选取 初估最小直径 选用 45 号钢，调质处理 332.3311028.08113.9IIPdAnmm 考虑到该轴段上有键槽，需在dmin基 础 上 取 倍，因 此29.58IIdmm。取最小处 d=30mm C=110 30IIdmm 对 I 轴其他段直径进行估计 由 定 位 轴 肩 的 尺 寸 公 式21=+c(34)dd 取 c=d2=36mm 考虑到轴承为标准件，取 d3=40mm I 轴轴承选用 6208，d=40mm，B=18mm D=80mm 为装配方便，取 d4=42mm 同 理 由 定 位 轴

25、 肩 的 尺 寸 公 式54=+c(34)dd 取 d5=48mm 同一轴选用同一轴承 d6=40mm d2=36mm d3=40mm d4=42mm d5=48mm d6=40mm 确定轴的支点 轴的支点 L1=b大齿轮/2+2+3+B轴承/2=L1=4II 轴强度校核 II 轴受力：圆周力 3122 72.52295.3963.17 10ItTFNd 径向力tnrtan879.45NcosFF 轴向力attan754.68NFF 大齿轮直径 d2=t2295.39NF r879.45NF a754.68NF II 轴简图 简化为简支梁 垂直面支撑反力 垂直面弯矩图 水平面支撑反力 水平面弯

26、矩图 合成弯矩计算 传递扭矩图 当量弯矩图 垂直面支撑反力 垂直面弯矩计算 2211122176.8879.45 56.5 754.6822 56.5150.6ravdFlFFLN 21r-879.45150.61030vrFF FN 2v121158.28.5aVaVVMFLN mMFLN m 1-150.6vFN21030vFN 158.28.5aVaVMN mMN m 水平面支撑反力 水平面弯矩计算 传递的扭矩 危险截面当量弯矩 危险截面的校核 211147.72tHHFFFN 1164.8aHHMFLN m 222211187.165.36aaVaHaaVaHMMMN mMMMN m

27、195.3TN m 2222()87.1(0.6195.3)146.01eaMMTNm 由 45 钢的155bMPa，则 331146.01 100029.80.10.1 60ebMdmm 键槽影响4d 满足要求。21147.7HFN 64.8aHMN m 187.165.36aaMN mMN m 146.01eMN m 五、键联接的选择与校核 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 材料选择 许用挤压应力 选用 45 号钢，取p120MPa 45 号钢 p120MPa 1I 轴外伸端处键联接 键的选择 选用圆头普通平键（GB/T1096-2003）根据 dI=24mm 及外伸端长度，选择键

28、 830，其中 b=8mm，h=7mm，L=30mm，毂深 t2=，轴深 t1=4mm 键 830 键的校核 1pI9p4()4 72.5 1078.5MPa24 7 22inTd h Lb 键选取合适 2II 轴与大齿轮配合处键联接 键的选择 选用圆头普通平键（GB/T1096-2003）根据轴径d=42mm及台阶长度，选择键1245，其中 b=12mm，h=8mm，L=45mm，毂深 t2=，轴深 t1=5mm 键 1245 键的校核 2p9p44 195.3 1070.45MPa42 845 12inTdh Lb 键选取合适 3II 轴外伸端处键联接 键的选择 选用圆头普通平键（GB/T

29、1096-2003）根据 dII=30mm 及外伸端长度，选择键 1060，其中 b=10mm，h=8mm，L=50mm，毂深 t2=，轴深 t1=键 1060 键的校核 2pII9p44195.31063.2MPa3086010inTd h Lb 键选取合适 六、轴承的选择与校核 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 1、高速轴承 轴承主要性能参数 径向载荷 Fr 最大轴向力 对轴承进行校 核 温度系数 ft 载荷系数 fP 轴承寿命 hL 轴承 6206 性能参数 22111122+234.241147.69780.71952rVHFFFFFN 22222222645.211147.6

30、91754.5 3071rVHFFFFFN 754.68aFN 由30754.680.06611.5 10arFC查表取 e=11754.680.3861952arFeF，查表 取 X=,Y=1110.56 1952+1.65754.682338raPXFYFN 22754.680.2453071arFeF，查表 取 X=1,Y=0 2221 30713071raPXFYFN 故选用轴承 2 进行校核 查表温度系数 ft=1 载荷系数 fP=66310()601019500()60 32010 1.1 307110018thpf CLn f Ph 由hL为 10 年，应每两年检修一次 Cr=C

31、0r=11952rFN 23071rFN 754.68aFN ft=1 fP=10018hLh 2、低速轴承 轴承主要性能参数 径向载荷 Fr 轴承受的轴向载荷 对轴承进行校核 温度系数 ft 载荷系数 fP 轴承寿命hL 轴承 6208 性能参数 221111157.54rVHFFFN 222221542.11rVHFFFN 754.68aFN 由0754.680.04218000arFC查表取 e=11754.680.6521157.54arFeF，查表 取 X=,Y=1110.56 1157.54+1.85754.682044.38raPXFYFN 22754.680.2451152ar

32、FeF，查表 取 X=1,Y=0 2220.56 1542.111.85754.682259.74raPXFYFN 故选用轴承 2 进行校核 查表温度系数 ft=1 载荷系数 fP=66310()601029500()60 113.91 1.1 2259.74224567.9thpf CLn f Ph 由hL为 10 年，不需更换 Cr=C0r=11157.54rFN 21542.11rFN A1921.6NP 224567.9hLh 七、联轴器的选择与计算 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 联轴器的选择 II 轴外伸端需使用联轴器 选 用 弹 性 柱 销 联 轴 器LX2型(GB/T

33、 5014-2003)弹性柱销联轴器 LX2 型 联轴器参数 公称转矩 Tn（Nm）许用转速 n(r/min)轴孔直径 d（mm）560 6300 30 轴孔长度/mm 外径 D(mm)轴孔类型 键槽类型 L L1 82 60 160 J B 八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 润滑方式 齿轮线速度 13.1424 3200.4m/s60 100060 1000d nv 齿轮选用脂润滑，轴承采用油润滑 齿 轮 选 用 脂润滑，轴承采用油润滑 润滑油牌号 选用全损耗系统用油 L-AN15 L-AN15 润滑脂牌号 选用通用锂基润滑脂 牌号 ZL-1(GB

34、492-89)ZL-1 密封形式 机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式 观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封 轴承端盖处的密封采用毡圈油封 轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部 九、箱体结构相关尺寸 项目-内容 设计计算依据和过程 计算结果 箱座壁厚 =8mm=8mm 箱盖壁厚 1 1=8mm 1=8mm 箱座凸缘厚度 b b=12mm b=12mm 箱盖凸缘厚度 b1 b1=1=12mm b1=12mm 箱座底凸缘厚度 b2 b2=20mm b2=20mm 地脚螺栓直径 df df=+12=取 df=20mm 地脚螺栓数目 n 2504an时，n=4 大齿轮

35、顶圆与内壁距离1 1，取 1=10mm 1=10mm 齿轮端面与内壁距离 2 2，取 2=8mm 2=8mm 轴承与箱体内机壁距离3 3=12mm 3=12mm 轴承旁连接螺栓直径 d1 d1=取 d1=16mm 箱盖与箱座联接螺栓直径d2 d2=df=1012mm 取 d2=12mm 轴承端盖螺钉直径 d3 d3=df=810mm d3I=6mm d3II=8mm 窥视孔盖螺钉直径 d4 d4=df=68mm d4=6mm 定位销直径 d d=d2=取 d=10mm 外箱壁与轴承座端面距离l1 l1=c1+c2+(58)=50mm l1=50mm 箱盖、箱座肋厚 m1、m 110.856.8mmm 0.856.8mmm m1=7mm m=7mm I 轴轴承端盖外径 DI DI=92mm DI=92mm II 轴轴承端盖外径 DII DII=120mm DII=120mm I轴轴承端盖凸缘厚度t1 t1=7mm t1=7mm II轴轴承端盖凸缘厚度t2 t2=10mm t2=10mm 十、参考资料 1.机械设计基础第六版 杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编 高等教育出版社出版社 2013 年 1 月 2.机械设计综合课程设计 王之栎 王大康 主编 机械工业出版社 2007 年 8 月第 2 版