机械设计课程设计计算说明书

上海理工大学机械工程学院课程设计说明书减速箱设计计算2010/1/22设计题目：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下：工作条件如下：用于输送碎料物体，工作载荷有轻微冲击（使用系数、工况系数），输送带允许速度误差±4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年（轴承寿命），原始数据为：运输带工作拉力F w(N)运输带工作速度V w(m/s)卷筒直径D(mm) 1600 1.1220一、电动机的选择1.选用电动机1)选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列封闭式三相异步电动机。

2)电动机的输出功率P电动机所需的输出功率为：P=kW式中：P w为工作装置所需功率，kW；为由电动机至工作装置的传动装置的总效率。

工作装置所需功率P w应由机器工作阻力和运行速度经计算求得：P w===1.76kW式中：为工作装置的阻力，N；v w为工作装置的线速度，m/s。

由电动机至工作装置的传动装置总效率按下式计算：查《机械设计》表2-4，得：取0.96，取0.995，取0.97，取0.99，取0.97则0.96×0.9952×0.97×0.99×0.97=0.885所以P0==1.99kW3)确定电动机转速工作装置的转速为：n w=60×=95.5r/min由于普通V带轮传动比为：i1≈2～4圆柱齿轮传动比为：i2≈3～5故总的传动比为：i=i1i2≈6～20则电动机所需转速为：n=in w≈(6～20)×95.5=(573～1910)r/min查《机械设计课程设计》表8-184，选取电动机Y112M-6，技术数据如下：型号额定功率P（kW）满载转速n（r/min）质量（kg）Y112M-6 2.2940 2.0 2.245 2.计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1)总传动比为：i a===9.842)分配传动比：I a=i外i内考虑减速器结构，故：i外=3；i内=3.283.计算传动装置的运动和动力参数1)各轴转速n电=n=940r/minn1==313r/minn2==95r/minn w=n2=95r/min2)各轴输入功率P1=P0带=1.99×0.96≈1.910kWP2=P1齿滚=1.910×0.97×0.995≈1.843kWP w=P2联滚=1.843×0.99×0.995≈1.815kW3)各轴输入转矩T1=9550=9550=58.28N·mT2=9550=9550=185.27N·mT w=9550=9550=182.46N·m电动机轴输出转矩T0=9550=9550=20.22N·m将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名电动机轴1轴2轴工作轴参数转速n(r/min)9403139595功率P(kW) 1.99 1.910 1.843 1.815转矩T(N·m)20.2258.28185.27182.46传动比i3 3.2810.960.9650.985效率二、V带轮设计1.确定计算功率P ca由《机械设计》表8-7查得工作情况系数K A=1.1，故P ca=K A P=1.1×2.2kW=2.42kW2.选择V带的带型根据P ca、n1由图8-10选用A型。

3.确定带轮的基准直径d d并验算带速v1)初选小带轮的基准直径d d1。

由《机械设计》表8-6和《机械设计》表8-8，取小带轮的基准直径d d1=106mm2)验算带速v。

v==m/s=5.22m/s因为5m/s<v<30m/s ，故带速合适。

3)计算大带轮的基准直径。

d d2=id d1=3×106mm=318mm根据《机械设计》表8-8，圆整为d d2=315mm 。

4.确定V 带的中心距a 和基准长度L d1)一般初选带传动的中心距为0.7(d d1+d d2)≤a 0≤2(d d1+d d2)式中，a 0为初选的带传动中心距，mm 。

故0.7(106+315)mm ≤a 0≤2(106+315)mm即294.7mm ≤a 0≤842mm初选中心距a 0=500mm 。

2)计算带所需的基准长度L d0L d0≈2a 0+(d d1+d d2)+=[2×500+×(106+315)+]mm ≈1683mm由《机械设计》表8-2选带的基准长度L d =1600mm 。

3)传动的实际中心距近似为a ≈a 0+=(500+)mm ≈460mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张紧的需要，常给出中心距的变动范围故中心距的变化范围为436～508mm 。

5.验算小带轮上的包角α1α1≈180︒-=180︒(315-106)≈156︒≥90︒6.计算带的根数z1)计算单根V 带的额定功率P r 。

由d d1=106mm 和n 1=940r/min ，查《机械设计》表8-4a 得P 0=1.15kW 。

根据n 1=940r/min ，i=3和A 型带，查《机械设计》表8-4b 得ΔP 0=0.11kW 。

查《机械设计》表8-5得K α=0.93，《机械设计》表8-2得K L =0.99，于是P r =(P 0+ΔP 0)·K α·K L =(1.15+0.11)×0.93×0.99kW=1.16kW2)计算V 带的根数z 。

z===2.09取3根。

7.计算单根V带的初拉力和最小值(F0)min由《机械设计》表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以(F0)min=500+qv2=[500×]N=133.16N应使带的实际初拉力F0>(F0)min。

8.计算压轴力F p压轴力的最小值为(F p)min=2z(F0)min sin=2×3×133.16×sin N=781.5N9.带轮结构设计根据《机械设计》表8-6，取带宽75mm。

三、齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动。

2)由于速度不高，故选用8级精度。

3)材料选择。

由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。

4)选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.28×20=65.6，取z2=66。

5)选取螺旋角。

初选螺旋角β=14︒。

2.按齿面接触强度设计d1t=(1)确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数K t=1.6。

2)由《机械设计》表10-7选取齿宽系数=1。

3)由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数Z E=189.8。

4)由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa。

5)计算应力循环次数。

N1=60n1jL h=60×940×1×(2×8×300×10)=9.01×108N2===2.75×1086)由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数K HN1=1.01，K HN2=1.06。

7)由《机械设计》图10-30选取区域系数Z H=2.433。

8)由《机械设计》图10-26查得=0.750，=0.860则=+=1.61。

9)计算接触疲劳许用应力。

取安全系数S=1，得1==1.01×600MPa=606MPa2==1.06×550MPa=583MPa则==594.5MPa(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得d 1t ≥mm=45.00mm2)计算圆周速度。

v==m/s=2.21m/s3)计算齿宽b 及模数m nt 。

b=d 1t =1×45mm=45mmm nt ===2.18mmh=2.25m nt =2.25×2.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164)计算纵向重合度εβ。

εβ=0.318z 1tan β=0.318×1×20×tan14︒=1.595)计算载荷系数K 。

由《机械设计》表10-2查得使用系数K A =1.25；根据v=2.21m/s ，8级精度，由《机械设计》图10-8查得动载系数K v =1.1；由《机械设计》表10-4查得K H β=1.466；由《机械设计》图10-13查得K F β1.35；由《机械设计》表10-3查得K H α=K F α=1.2。

故载荷系数K=K A K v K H αK H β=1.25×1.1×1.2×1.466=2.426)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1=d1t=45×mm=51.65mm7)计算模数m n。

m n== 2.51mm3.按齿根弯曲强度设计m n≥(1)确定计算参数1)计算载荷系数。

K=K A K v K FαK Fβ=1.25×1.1×1.2×1.35=2.232)由《机械设计》图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa。

3)由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数K FN1=0.85，K FN2=0.92。

4)计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得===303.57MPa===244.29MPa5)根据纵向重合度εβ=1.59，从《机械设计》图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.886)计算当量齿数。

z v1===21.89z v2===72.257)查取齿形系数。

由《机械设计》表10-5查得Y Fa1=2.72;Y Fa2=2.248)查取应力校正系数。

由《机械设计》表10-5查得Y Sa1=1.57;Y Sa2=1.759)计算大、小齿轮的并加以比较。

==0.01407==0.01605。

(2)设计计算m n≥mm=1.75mm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数m n大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m n=2.0mm，已可满足弯曲强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=51.65mm来计算应有的齿数。

于是由z1==25.05取z1=25，则z2=uz1=3.2825=82。

4.几何尺寸计算(1)计算中心距a===110.28mm将中心距圆整为110mm。