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机械设计计算书

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定································2

二、电动机的选择································2

三、计算总传动比及分配各级的传动比··············4

四、运动参数及动力参数的计算····················5

五、传动零件的设计计算··························6

六、轴的设计计算·······························19

七、滚动轴承的选择及校核计算···················33

八、键连接的选择及计算··························36

设计题目：

带式运输机传动装置设计

设计者：

学号：

指导老师：

二零一一年六月

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

第七组：

设计带式运输机传动装置设计

（1）工作条件

1）工作情况：

两班制工作（每班按8小时计算），连续单向运转，载荷变化不大，空载启动；输送带速度容许误差±5%。

2）工作环境：

室内，灰尘较大，环境温度30℃左右。

3）使用期限：

折旧期8年，4年一次大修。

4）制造条件及批量：

普通中、小制造厂,小批量。

二、电动机的选择

1、由工作条件可以知道，空载启动，即转动惯量和启动力矩较小，即可选用应用最广的Y系列三相交流异步电动机，而且有结构简单，价格低廉，维修方便等优点。

2、电动机功率的选择：

（1）传动装置的总效率：

由表2-2查的，弹性联轴器η1=0.99，闭式齿轮传动（8级精度）η2=0.97，滚动轴承η3=0.98，滚筒η4=0.96

η总=η12η22η33η4

=0.992×0.972×0.983×0.96

=0.8332

（2）电动机所需的工作效率：

P=FV/η总

=4kN×2m/s/0.8332

=9.602kw

由表16-1查得，选取额定功率为11KW的电动机较为合适。

而功率为11KW电动机有常用的两个型号，Y160M-4和Y160L-4两种，转速分别为1500r/min和1000r/min两种。

3、确定电动机的转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×V/πd

=60×2/3.14×0.45

=84.93r/min

型号总传动比

Y160M-417.31

Y160L-411.42

对于Y160M-4：

I高速级=√1.3i=4.74

I低速级=17.31/4.74=3.65

对于Y160L-4：

I高速级=√1.3i=3.851

I低速级=11.42/3.85=2.974

两种型号的电机都合适，选取第二种方案

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需要的额定功率及同步转速，选定电动机的型号为Y160L-4。

主要参数：

额定功率11kw，满载转速970r/m，中心高度160mm，轴外伸长度110mm，轴外伸轴径42mm。

三、

1、总传动比的分配：

i总=n电动/n筒=970/84.93=11.42

2、分配各级传动比

I高速级=√1.3i=3.85

I低速级=11.42/3.85=2.97

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速

n1=nm=970r/min

n2=n1/i1=970/3.851=251.88r/min

n3=n2/i2=251.88/2.964=84.98r/min

n4=n3=84.98r/min

2、计算各轴的功率

P1=Paη1=9.602×0.99=9.506kw

P2=P1η2η3=9.506×0.97×0.98=9.128kw

P3=P2η2η3=9.128×0.97×0.98=8.677kw

P4=P3η3η1=8.677×0.98×0.99=8.418kw

3、计算各轴的扭矩

T1=9550P1/n1=9550×9.506/970=93.59N·m

T2=9550P2/n2=9550×9.128/251.88

=346.09N·m

T3=9550P3/n3=9550×8.677/84.98

=975.12N·m

T4=9550P4/n4=9550×8418/84.98

=946.01N·m

五、传动零件的计算及设计

对于高速级：

1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数

1）按照所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮

2）运输机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）

3）材料选择。

表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。

4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=24×3.851=92.424，取92。

5）选取β=14°

2、按齿轮的接触强度设计

由公式计算：

d1t≥{KT1（u±1）Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3

（1）确定公式中的各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.6

2）由图10-30选取区域系数ZH=2.433

3）小齿轮的传递转矩T1=93590N·mm

4）由表10-7选取齿宽系数Φd=1

5）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=√189.8MPa

6）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限

σHlim=550MPa

7）计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×970×1×2×8×360×8=2.682×109

N2=2.682×109/3.851=6.964×108

8）数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.94

9）计算接触疲劳许用应力。

取失效率为1%，安全系数为s=1

[σH]1=σHlimKHN1/S=0.90×600=540MPa

[σH]2=σHlimKHN2/S

=0.95×550=522.5MPa

[σH]=[σH]1[σH]2/2=531.25MPa

（2）计算

1）计算小齿轮的分度圆的直径

d1t≥{2KT1（u±1）Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3

={2×1.6×93590×（1+3.851）×2.4332×189.82/1×1.65×3.851×531.252}1/3

=53.86mm

2）计算圆周速度v

V=πd1tn1/60×1000

=π×53.86×970/60×1000

=2.73m/s

3）计算齿宽

b=Φdd1t=53.86mm

4）计算齿宽与齿高之比

模数m1=d1tcosβ/Z1

=53.86×cos14°/24=2.18mm

齿高h=2.25m1=2.25×2.18=5.24mm

b/h=53.86/5.24=10.28

5）计算载荷系数

根据速度v=2.73m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.11

直齿轮KHα=KFα=1.4

由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精度，插补计算得KHβ=1.43

由表10-13查的KFβ=1.35

故载荷系数：

K=KAKvKHαKHβ=1×1.11×1.4×1.438=2.21

6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径

d1=d1t{K/KT}1/3

=53.86×{2.21/1.6}1/3

=59.98mm

7）计算模数

m=d1cosβ/Z1=59.98×cos14°/24=2.42

3、按照齿根弯曲强度计算

M

≥{2KT1YYβcos2βYFaYSa/ΦdZ12[σF]εα}1/3

（1）确定公式内各计算数值

由图10-20c查得，小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.95

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.9×500/1.4=321.43MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=0.95×380=257.86MPa

4）计算载荷系数

K=KAKvKFαKFβ=1×1.11×1.4×1.35=2.10

5）纵向重合度

查齿形系数εα系=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88

Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27

Zv2=Z2cos3β=92/cos314°=107.71

6）由表10-5查的YFa1=2.592YFa2=2.211

7）查取应力校正系数

由表10-5查的YSa1=1.596YSa2=1.774

8）计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较。

YFa1YSa1/[σF]1

=2.592×1.596/321.43=0.01287

YFa2YSa2/[σF]2

=2.211×1.774/257.86=0.01521

大齿轮的数值较大

（2）设计计算

m=[2×2.10×93590×0.01521×0.88×cos214/1×242×1.65

=1.989

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.989，并取就近整圆为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度元直径d1=59.98.算出小齿轮齿数：

Z1=d1cosβ/m=59.98cos14°/24=29.1

Z1取29

Z2=υ×Z1=3.85×35=111.65

Z2取112

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=（Z1+Z2）m/2cosβ

=（29+112）/2cos14°

=145.32mm

将中心距圆整后为145mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

cosβ=（Z1+Z2）m/2a

β=13°29′21″

（1）计算分度圆的直径

d1=Z1m/cosβ=31×2/13°29′21″=59.6mm

d2=Z2m/cosβ=112×2/13°29′21″=230.4mm

（3）计算齿宽

b=Φdd1=1×59.6=59.6mm

取B2=60mm，B1=65mm

对于低速级：

1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数

1）按照所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮

2）运输机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）

3）材料选择。

表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。

4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=24×2.964=71.136，取71。

5）选取β=14°

2、按齿轮的接触强度设计

由公式计算：

d1t≥{KT1（u±1）Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3

（1）确定公式中的各计算数值

1）试选载荷系数Kt=1.6

2）由图10-30选取区域系数ZH=2.433

3）小齿轮的传递转矩T1=93590N·mm

4）由表10-7选取齿宽系数Φd=1

5）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=√189.8MPa

6）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限

σHlim=550MPa

7）计算应力循环次数

N1=60n1jLh=60×251.88×1×2×8×360×8=6.69×108

N2=2.682×109/2.964=2.35×108

8）数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95

9）计算接触疲劳许用应力。

取失效率为1%，安全系数为s=1

[σH]1=σHlimKHN1/S=0.90×600=540MPa

[σH]2=σHlimKHN2/S=0.95×550=522.5MPa

[σH]=[σH]1[σH]2/2=531.25MPa

（2）计算

1）计算小齿轮的分度圆的直径

d1t≥{2KT1（u±1）Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3

={2×1.6×346100×（1+2.964）×2.4332×189.82/1×1.65×2.964×531.25}1/3

=88.77mm

2）计算圆周速度v

V=πd1tn1/60×1000

=π×88.77×251.88/60×1000

=1.17m/s

3）计算齿宽

b=Φdd1t=88.77mm

4）计算齿宽与齿高之比

模数m1=d1tcosβ/Z1

=88.77×cos14°/24=3.59mm

齿高h=2.25m1=2.25×3.59=8.07mm

b/h=88.77/8.07=11

5）计算载荷系数

根据速度v=1.17m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=0.8

直齿轮KHα=KFα=1.4

由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精度，插补计算得KHβ=1.42

由表10-13查的KFβ=1.35

故载荷系数：

K=KAKvKHαKHβ=1×0.8×1.4×1.438=1.6016

6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径

d1=d1t{K/KT}1/3

=88.77×{1.6016/1.6}1/3

=88.77mm

7）计算模数

m=d1cosβ/Z1=88.77×cos14°/24=3.59

3、按照齿根弯曲强度计算

M

≥{2KT1YYβcos2βYFaYSa/ΦdZ12[σF]εα}1/3

（3）确定公式内各计算数值

由图10-20c查得，小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa

2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.95

3）计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

[σF]1=KFN1σFE1/S=0.9×500/1.4=321.43MPa

[σF]2=KFN2σFE2/S=0.95×380=257.86MPa

4）计算载荷系数

K=KAKvKFαKFβ=1×0.8×1.4×1.35=1.512

5）纵向重合度

查齿形系数εα系=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88

Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°=26.27

Zv2=Z2cos3β=92/cos314°=107.71

6）由表10-5查的YFa1=2.592YFa2=2.211

7）查取应力校正系数

由表10-5查的YSa1=1.596YSa2=1.774

8）计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较。

YFa1YSa1/[σF]1

=2.592×1.596/321.43=0.01287

YFa2YSa2/[σF]2

=2.211×1.774/257.86=0.01521

大齿轮的数值较大

（4）设计计算

m=[2×1.512×93590×0.01521×0.88×cos214/1×242×1.65]1/3

=2.45

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.45,并取就近整圆为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度元直径d1=88.77.算出小齿轮齿数：

Z1=d1cosβ/m=88.77×cos14°/2.5=35.54

Z1取36

Z2=υ×Z1=2.964×35=106.7

Z2取107

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

a=（Z1+Z2）m/2cosβ

=（36+107）×2.5/2cos14°=184.22mm

将中心距圆整后为184mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

cosβ=（Z1+Z2）m/2a

β=13°43′11″

（3）计算分度圆的直径

d1=Z1m/cosβ

=36×2.5/cos13°43′11″

=92.64mm

d2=Z2m/cosβ

=107×2.5/cos13°43′11″

=275.36mm

（4）计算齿宽

b=Φdd1=1×59.6=92.64mm

取B2=95mm，B1=100mm

传动精度校核：

i=112/29×107/36=11.48

（84.93-970/11.48）/84.93=0.51%<5%

故合格

六、轴的设计计算

对轴Ⅰ：

1、求轴Ⅰ的功率P1、转速n1、转矩T1

P1=9.506Kw

n1=970r/m

T1=93590N·mm

2、求作用在齿轮上的力

轴上的齿轮的分度圆直径d1=59.6mm

Ft=2T1/d1=2×93590/59.6=3141N

Fr=Fttanα/cosβ

=3141×tan20°/cos13°29′21″

=1176N

Fa=Fttanβ

=3141×tan13°29′21″

=753N

3、初步确定轴的最小直径

取系数A0=112，于是得

dmin=1123√9.506/970=23.97mm

该轴有一个键槽,最小直径增大5%

dmin=23.97×（1+5%）=25.17mm

电机的轴外伸轴径为42mm,最小轴径应在0.8D～1.2D之间,即33.6mm～50.4mm之间较为合适,考虑成本及加工,选取dmin=34.

轴I的最小轴径在安装联轴器处轴的直径d12与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器的型号。

联轴器的计算转矩:

Tca=KAT3=1.3×93590=121667N·mm

计算所得Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,查手册,选取LT5弹性套柱销,其公称转矩为125000N·mm。

半联轴器的孔径d1=35mm,故取d12=35mm,半轴联轴器长度L=82mm,半轴联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的配套方案

图纸在装配图上

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

1）为满足半轴联轴器的定位要求，1-2轴段右端需要指出一轴肩,故取轴2-3段得直径d23=42mm。

轴承端盖的总宽度为20mm。

根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，取l23=50mm。

2）初步选择滚动轴承。

轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载荷，选取角接触球轴承。

根据d2=42mm。

，在轴承产品目录中初步选取深沟球轴承7209AC，其尺寸为d×D×B=45mm×85mm×19mm。

同时查的6209型轴承的定位轴肩高度为h=3.5。

所以d34=d56=45mm。

3）由轴承处确定d45=52mm。

安装齿轮处，取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，轴承应距箱体内壁s=8mm。

该减速箱内还有两根轴，综合考虑，l45=225mm。

（3）键的选取

轴I只有一个键，选择用平键，根据轴径及所在轴的长度，选取尺寸为b×h×l=10×8×28。

5、求轴上的载荷。

支反力：

F

FH1=850NFH2=2291N

FNV1=226NFNV2=950N

弯矩M:

MH=15130N·mm

MV1=40228N·mm

MV2=62700N·mm

总弯矩：

M1=40256N·mm

M2=64500N·mm

扭矩T:

T=93590N·mm

6、按弯扭合成应力校核轴的强度。

轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截面，即截面c。

根据上表数据，及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，计算轴的应力

σca={√M12+（αT）}/W=3.96MPa

轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[α]=60MPa。

因此安全。

对于轴II：

1、求轴ⅠI的功率P2、转速n2、转矩T2

P2=9.128kw

n2=251.88r/min

T2=346.09N•m

2、求作用在齿轮上的力

轴上的齿轮的分度圆直径d2=92.64mm

Ft=2T2/d2=2×346090/92.64=7472N

Fr=Fttanα/cosβ

=7472×tan20°/cos13°43′11″

=2800N

Fa=Fttanβ

=3141×tan13°29′21″

=1824N

3、初步确定轴的最小直径

取系数A0=112，于是得

dmin=1123√9.128/251.88=37.06mm

该轴有一个键槽,最小直径增大5%

dmin=37.06×（1+5%）=38.9mm

4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的配套方案

图纸在装配图上

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。

2）初步选择滚动轴承。

轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载荷，选取角接触球轴承。

根据d1=39mm。

，在轴承产品目录中初步选取角接触球轴承7208AC，其尺寸为d×D×B=40mm×80mm×18mm。

d12=40mm，l12=18mm

3）同时查的7208Ac型轴承的定位轴肩高度为h=3.5。

所以d23=47mm。

4）安装齿轮处，取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，轴承应距箱体内壁s=8mm。

该减速箱内还有两根轴，综合考虑，l23=124mm。

5）齿轮的左边取轴肩定位，，轴肩高度h>0.07d，故取h=4mm，d34=55mmL34=14.5mm

6）安装齿轮处，取d45=50mm，l45=60-2=58mm

7）轴56处，d56=45mm，l56=44.5mm

（3）键的选取

轴I只有一个键，选择用平键，根据轴径及所在轴的长度，选取尺寸为b×h×l=16mm×10mm×56mm。

5、求轴上的载荷。

支反力：

F

FH1=4740NFH2=5484N

FNV1=2014NFNV2=1816N

弯矩M:

MH1=305.73N·mMH2=456.807N·m

MV1=129.9N·m

MV2=152.34N·m

MV3=951.60

MV4=150.73

总弯矩：

M1=332N·m

M2=342N·m

M3=1056N·m

M4=481N·m

扭矩T:

T=346N·m

6、按弯扭合成应力校核轴的强度。

轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截面，即截面c。

根据上表数据，及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，计算轴的应力

σca1={√M3+（αT）}/W1=13.28MPa

σca2={√M2+（αT）}/W2=0.33MPa

轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[α]=60MPa。

因此安全。

对于轴III：

1、求轴III的功率P3、转速n3、转矩T3

P3=8.677kw

N3=84.98r/min

T3=975.12N•m

2、求作用在齿轮上的力

轴上的齿轮的