邹叶 课程设计说明书 (1)

《机械设计基础》课程设计说明书学院：专业： -班级：姓名：学号：2015 年 7 月 5 日目录一、课程设计任务书 (1)二、传动方案的分析与拟定 (1)三、电动机的选择与有关计算 (2)四、传动装置运动及动力参数的计算 (3)五、传动零件的设计计算 (5)六、轴Ⅱ的设计计算及校核 (11)七、轴I的设计计算 (19)八、轴Ⅲ的设计计算 (20)九、轴承寿命的校核 (23)十、润滑及密封类型选择 (24)十一、箱体的主要结构设计 (24)十二、减速器附件设计 (26)十三、设计心得体会 (27)十四、参考文献 (28)一、设计任务书（一）设计题目：带式输送机传动装置（二）课程设计的目的：通过课程设计实践，树立正确的设计思想，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识来分析和解决机械设计问题的能力；学习机械设计的一般方法、步骤，掌握机械设计的一般规律；提高有关设计能力，如计算能力、绘图能力等，熟悉设计资料（手册、图册等）的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能；培养学生有道德、守纪律、团队协作、共同解决问题的能力。

（三）技术条件：1.单向运转，输送带速度允许误差5%。

2.每日两班，每班工作8小时，每年工作300天。

3.使用年限20年，小批量生产。

4.载荷平稳，无冲击振动。

（四）设计工作量：减速器装配图 1张， A1图幅；零件图2张，A2图幅（中间轴，与中间轴配合的大齿轮）；设计计算说明书1份。

二、传动方案的分析与拟定带式运输机由电动机驱动。

电动机通过联轴器将动力传入减速器,再经联轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。

传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。

1、设计数据选择原始数据 题号 18 运输带拉力F （kN ） 2.5 卷筒直径D （mm ） 380 运输带速度（m/s ） 1.45计算及说明结果 三、电动机的选择与有关计算 1、选择电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y 系列一般用途的全封闭自扇冷式三相 异步电动机。

2、确定电动机功率电动机至工作机构之间的总效率按[1]计算： 432213ηηηηη= 查[1] 表12-8：调心滚子轴承（3对）：取98.01=η 圆柱齿轮8级精度（2对）：取97.02=η输出端弹性联轴器（1个）：取99.03=η 输入端v 带（1条）：取95.04=η 卷筒轴（1根）：96.0=η 则 95.099.097.098.023⨯⨯⨯=a η 948.0=09496.0098=⨯=w η工作机构所需的电动机输出功率按[1]式2-1和式2-2及2-3计算：kWFv P w w 82.394.0100045.125001000=⨯⨯==ηkw p p a w d 1.4948.082.3===η查[1]附表19-1可知符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min 、1500r/min ，再根据计算的功率，查出有三种适用的电机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表： 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的额定功率比较三个方案，选用方案一同步转速为min /1000r 的电动机作为原动机。

型号为Y132M2-6. 四、传动装置运动及动力参数的计算1、计算总传动比并分配传动比 （1）传动装置总传动比根据[1]计算：17.1338014.345.11000609601000600=⨯⨯⨯=⨯==D v n n n i m w m π（2）分配传动装置各级传动比 取输入轴为v 带连接 2=v i 方案 电机型号 额定功率 电动机转速(r/min 额定转矩Pe/kw同步转速 满载转速1 Y132M2—65.5 1000 960 2.0 2 Y132S —4 5.5 1500 1440 2.2 3 Y160M2-8 5.5 750 720 2.094.0=a ηkwp w 82.3=Kw P d 1.4=17.130=i59.6217.13===v i ia i 根据展开式二级圆柱齿轮减速器高速级传动比：i i )4.1～3.1(1=取高速级传动比为：93.259.63.13.11=⨯==i i低速级传动比：24.293.259.612===i i i2、计算传动装置的运动和动力参数 （1）各轴的转速电动机轴min /9600r n n m == Ⅰ轴 480r/min2960Ⅰ==n Ⅱ轴 min /38.16492.24801ⅠⅡr i n n ===Ⅲ轴 min /05.7325.238.1642ⅡⅢr i n n ===卷筒轴Ⅳ min /05.73Ⅲr n n w == （2）各轴的输入功率电动机轴kw p p d 5.50== Ⅰ轴 kW P P 23.595.05.51Ⅰ=⨯==ηⅡ轴 kW P P 97.497.098.023.5221ⅠⅡ=⨯⨯==ηη Ⅲ轴 kW P P 72.497.098.097.412ⅡⅢ=⨯⨯==ηη 卷筒轴Ⅳ kW P P w 72.4Ⅲ== （3）各轴的转矩93.21=i 24.22=i电动机轴：m N n P T m d ⋅=⨯=⨯=71.549605.595509550Ⅰ轴 m N n p T ⋅=⨯=⨯=06.10496023.595509550ⅠⅠ1 Ⅱ轴 m N n p T ⋅=⨯=⨯=74.28838.16497.495509550ⅡⅡ2 Ⅲ轴 m N n p T ⋅=⨯=⨯=06.61705.7372.495509550ⅢⅢ3 卷筒轴ⅣmN T T ⋅==06.61734将计算数值列表如下：五、传动零件的设计计算 1、高速级齿轮的设计1.1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）选用8级精度轴号 参数 电动机轴I 轴II 轴III 轴卷筒轴Ⅳ功率P/KW 5.55.234.974.724.72转矩T/N.m 54.71 104.06 288.74 612.06 612.06转速n/r.min 960 480 164.38 73.0573.05 传动比i 2 2.93 2.24 2.24 效率η 0.950.950.941301=z 882=z（3）由[2]表11-1选择齿轮材料：因要求是小批量生产故采用软齿面， 小齿轮：材料为38CrMoAlA 。

（调质），硬度为255~321HBS ；大齿轮：材料为40Cr （调质），硬度为217~281HBS ； 二者材料硬度差为50HBS 。

（4）试选小齿轮齿数301=z ，大齿轮齿数为883093.22=⨯=z 1.2按齿面接触强度设计 由[3]表11-3中公式进行试算：t d 1≥[]321σ1·φ32.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+H E d Z Z u u KT β 初选98.015.1500===ββZ （1）确定公式内的各计算数值 由11-4取Mpa Z E 9.188=由[2]表11－6选取齿宽系数φd ＝0.8 由[2]表11－3查得K=1.2 由[2]11－1查得：小齿轮的接触疲劳强度极限7601lim =H σMPa ；大齿轮的解除疲劳强度极限7002lim =H σMPa ； 计算接触疲劳许用应力 由[2]表11-5取失效概率为1％，安全系数S ＝1，由[3]式11-4得: MPa MPa S H H 7600.1760][1lim 1===σσ MPa MPa S H H 7000.1700][2lim 2===σσ （2）计算MPa H 760][1=σMPaH 700][2=σsm v /56.1=①试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入][H σ中较小的值。

t d 1≥[]321σ1·φ232.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±H E d t Z Z u u T K β=2.3232470098.09.18893.2193.2·8.0104.102.1⎪⎪⎭⎫⎝⎛⨯+⨯⨯=56.7mm ②计算圆周速度V V=10006011⨯n d t π=1000604806214.3⨯⨯⨯=1.56m/s③计算齿宽bb=φd t d 1=0.8×56.7mm=45.4mm. 取b 2=50 b 1=55 备注：齿宽一般是小齿轮比大齿轮宽5-10mm④模数 n m =11cos z d β=30cos1556.70⨯=1.83mm据表4-1 取m=2 1.3几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径βCOS MZ D /11==2⨯30/COS15=62mm2d =m 0215/COS Z =2⨯88/COS15 =183mm（2）计算中心距 mm z z m a 2.12215cos 2)8830(2cos 2)(021=⨯⨯=+=β 验证a a=1/2（d1+d2）=1/2X(62+183)=122.5Z 正确 取整a=120 实际"48'28101202)8830(2cos221(cos0=⨯+⨯=+=ar a Z Z m ar βmm b 551=mm b 502=ha=m n=2hf=1.25m=1.25x2=2.5 h=ha+hf=2+2.5=4.5d a1=d1+2ha=66 d a2=d2+2ha=187d f1=d1-2hf=57 d f2=d2-2hf=1781.5小结 由此设计有：2、低速级齿轮的设计 2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）选用直齿圆柱齿轮传动 （2）选用8级精度（3）由[2]表11-1选择齿轮材料： 小齿轮：材料为4MnB （调质），硬度为241-286HBS ；大齿轮：材料为ZG35SiMn （调质），硬度为241-269HBS ； （4）试选小齿轮齿数381=z ，大齿轮齿数为8524.2382=⨯=z2.2按齿面接触强度设计由[3]表8-53中公式进行试算，即 t d 1≥[]322σ1·φ232.2⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛±H E d Z Z u u KT β （1）确定公式内的各计算数值模数m 分度圆直径d 齿宽b 齿数z 中心距a 小齿轮 2 66 55 30120大齿轮 2 187 50 88由[2]表11－6选取齿宽系数φd ＝0.8由[2]表11－4查得材料的弹性影响系数MPa Z E 9.188= 由[2]表11－1查得：小齿轮的接触疲劳强度极限720MPa ； 大齿轮的解除疲劳强度极限6152lim =H σMPa ； （2）计算t d 1≥[]322σ1·φ232.2⎪⎪⎭⎫⎝⎛±H E d t Z Z u u T K β=235)55998.09.188(24.2124.28.01089.22.132.2⨯⨯+⨯⨯⨯=95mm计算圆周速度V V=10006021⨯n d t π=10006038.1649514.3⨯⨯⨯=0.82m/s计算齿宽bb=φd t d 1=0.8×95mm=76mm 取b2=80 b1=85 计算模数mm 11z d ==3895mm=2.5mm 查表4-1取m=2.5 实际"1'4161602)8538(5.22)21(cos 0=⨯+⨯=+=a Z Z m ar β2.4几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径 1d =15cos 5.238cos 1⨯=βm Z =98mm2d =m 15cos 5.285cos 2⨯=⨯βm Z =220mmb2=80 b1=85mm m 5.2=381=Z852=Z（2）计算中心距 mm d d a 159222098221=+=+= 取a=160ha=mn=2.5hf=1.25m=1.25x2.5=3.13 h=ha+hf=2.5+2.5=5da1=d1+2ha=103 da2=d2+2ha=225 df1=d1-2hf=98 df2=d2-2hf=214 2.5小结 由此设计有2、普通v 带的设计2.1求p c 表13-9得ka=1.2 Pc=kaP=1.2x5.5=6.6kw 2.2 选v 带型号 图13-15 选A 型2.3 求大，校带轮基准直径d2 d1 图13-15选 d1=140 式13-8()()mm d n n d 2701.0114048096011212=-⨯=-=ς 取d2=280mm模数m 分度圆直径 齿宽b齿数z 中心距a 小齿轮 2.5 98 85 38160大齿轮 2.522080 85d=35.4mm2.4验算带速vV=3.14d1n1/60x1000=3.14x140x960/60x1000=7.03m/s 在5~30m/s 内 合适2.5求v 带基准长度Ld 和中心距a 表13-2 对A 型选Ld=220013-15 a=a0=(Ld+L0)/2=766mm 2.6验算小带轮包角合适1208.1693.57121800000>=⨯--=∂ad d2.7求带根数 式 13-14根4取67.306.198.0）11.062.1（6.6）o o （c =⨯⨯+=∆+=L K K P P P Z α六、轴Ⅱ的设计 1、轴Ⅱ数据统计：2.选择轴的材料由[2]表14-1选用45号钢，热处理方式为调质，能获得良好的综合 机械性能。