机械设计计算书.docx

1、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

2、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1=0.99，闭式齿轮传动（8级精度）2=0.97，滚动轴承3=0.98，滚筒4=0.96总=1222334=0.9920.9720.9830.96=0.8332（2）电动机所需的工作效率： P=FV/总 =4kN2m/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

3、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=60V/d =602/3.140.45 =84.93r/min型号 总传动比Y160M-4 17.31Y160L-4 11.42对于Y160M-4：I高速级=1.3i=4.74I低速级=17.31/4.74=3.65对于Y160L-4：I高速级=1.3i=3.851I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，

4、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=11.422、分配各级传动比I高速级=1.3i=3.85I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/minn2=n1/i1=970/3.851=251.88r/minn3=n2/i2=251.88/2.964=84.98r/minn4=n3=84.98r/min2、计算各轴的功率P1=Pa1=9.6020.99=9.506kw

5、P2=P123=9.5060.970.98=9.128kwP3=P223=9.1280.970.98=8.677kwP4=P331=8.6770.980.99=8.418kw3、计算各轴的扭矩T1=9550P1/n1=95509.506/970=93.59NmT2=9550P2/n2=95509.128/251.88=346.09 NmT3=9550P3/n3=95508.677/84.98=975.12 NmT4=9550P4/n4=95508418/84.98=946.01Nm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

6、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=243.851=92.424，取92。5)选取=142、按齿轮的接触强度设计由公式计算：d1tKT1(u1)Ze2ZE/du21/3（1） 确定公式中的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.62） 由图10-30选取区域系数ZH=2.4333） 小齿轮的传递转矩T1=93590Nmm4） 由表10-7选取齿宽系数d =1 5

7、） 由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa6） 由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=550MPa7） 计算应力循环次数N1=60n1jLh=609701283608=2.682109N2=2.682109/3.851=6.9641088） 数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.949） 计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数为s=1H1=Hlim KHN1/S=0.90600=540MPaH2=Hlim KHN2/S=0.95550=522.5MPaH= H1 H

8、2/2=531.25MPa（2）计算1)计算小齿轮的分度圆的直径d1t2KT1(u1)Ze2ZE/du21/3 =21.693590(1+3.851)2.4332189.82/11.653.851531.2521/3=53.86mm2)计算圆周速度vV=d1tn1/601000=53.86970/601000=2.73m/s3)计算齿宽 b=d d1t=53.86mm4）计算齿宽与齿高之比模数m1= d1tcos/Z1=53.86cos14/24=2.18mm齿高h=2.25 m1=2.252.18=5.24mmb/h=53.86/5.24=10.285)计算载荷系数根据速度v=2.73m/s

9、，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.11直齿轮KH=KF=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KH=1.43由表10-13查的KF=1.35故载荷系数：K=KAKvKHKH=11.111.41.438=2.216）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径d1= d1tK/ KT1/3 =53.862.21/1.61/3 =59.98mm7)计算模数m= d1cos/Z1=59.98 cos14/24=2.423、按照齿根弯曲强度计算M2KT1YYcos2YFaYSa/dZ12F 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 F

10、E1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.953)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1= KFN1 FE1/S=0.9500/1.4=321.43MPa F2= KFN2 FE2/S=0.95380=257.86MPa4)计算载荷系数K=KAKv KFKF=11.111.41.35=2.105)纵向重合度查齿形系数系=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88Zv1=Z1/cos3=24/cos314=26.27Zv2= Z2 cos3=92/ cos314=107.716

11、)由表10-5查的YFa1=2.592 YFa2=2.2117)查取应力校正系数由表10-5查的YSa1=1.596 YSa2=1.7748)计算大小齿轮的YFaYSa/ F并加以比较。YFa1YSa1/F1=2.5921.596/321.43=0.01287YFa2 YSa2/ F2 =2.2111.774/257.86=0.01521大齿轮的数值较大（2） 设计计算 m=22.10935900.015210.88cos214/12421.65 =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

12、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= d1cos/m=59.98 cos14/24=29.1Z1取29Z2=Z1=3.8535=111.65Z2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/2 cos=(29+112)/2 cos14=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cos=( Z1+

13、 Z2)m/2a=132921（1）计算分度圆的直径d1=Z1m/ cos=312/ 132921=59.6mmd2=Z2m/ cos=1122/ 132921=230.4mm(3)计算齿宽b=dd1=159.6=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=2

14、4，大齿轮的齿数Z2=242.964=71.136，取71。5)选取=142、按齿轮的接触强度设计由公式计算：d1tKT1(u1)Ze2ZE/du21/3(1)确定公式中的各计算数值1)试选载荷系数Kt=1.62)由图10-30选取区域系数ZH=2.4333)小齿轮的传递转矩T1=93590Nmm4)由表10-7选取齿宽系数d =1 5)由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa6)由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim=550MPa7)计算应力循环次数N1=60n1jLh=60251.881283608=6

15、.69108N2=2.682109/2.964=2.351088)数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.959)计算接触疲劳许用应力。取失效率为1%，安全系数为s=1H1=Hlim KHN1/S=0.90600=540MPaH2=Hlim KHN2/S=0.95550=522.5MPaH= H1H2/2=531.25MPa（2）计算1)计算小齿轮的分度圆的直径d1t2KT1(u1)Ze2ZE/du21/3 =21.6346100(1+2.964)2.4332189.82/11.652.964531.251/3=88.77mm2)计算圆周速度vV=d1tn1/601

16、000=88.77251.88/601000=1.17m/s3)计算齿宽 b=d d1t=88.77mm4）计算齿宽与齿高之比模数m1= d1tcos/Z1=88.77cos14/24=3.59mm齿高h=2.25 m1=2.253.59=8.07mmb/h=88.77/8.07=115)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KH=KF=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KH=1.42由表10-13查的KF=1.35故载荷系数：K=KAKvKHKH=10.81.41.438=1.60166）按实际的载荷系数校

17、正算的分度圆直径d1= d1tK/ KT1/3 =88.771.6016/1.61/3 =88.77mm7)计算模数m= d1cos/Z1=88.77 cos14/24=3.593、按照齿根弯曲强度计算M2KT1YYcos2YFaYSa/dZ12F 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 FE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2=380MPa2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.953)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4F1= KFN1 FE1/S=0.9500/1.4=321.43MPa F2=

18、 KFN2 FE2/S=0.95380=257.86MPa4)计算载荷系数K=KAKv KFKF=10.81.41.35=1.5125)纵向重合度查齿形系数系=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88Zv1=Z1/cos3=24/cos314=26.27Zv2= Z2 cos3=92/ cos314=107.716)由表10-5查的YFa1=2.592 YFa2=2.2117)查取应力校正系数由表10-5查的YSa1=1.596 YSa2=1.7748)计算大小齿轮的YFaYSa/ F并加以比较。YFa1YSa1/F1=2.5921.596/321.43=0.01287YFa2

19、 YSa2/ F2 =2.2111.774/257.86=0.01521大齿轮的数值较大（4） 设计计算 m=21.512935900.015210.88cos214/12421.651/3 =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= d1cos/m=88.77 cos14/2.5=35.54Z1取36Z2=

20、Z1=2.96435=106.7Z2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/2 cos=(36+107)2.5/2 cos14=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cos=( Z1+ Z2)m/2a=134311（3）计算分度圆的直径d1=Z1m/ cos=362.5/cos 134311=92.64mmd2=Z2m/ cos=1072.5/ cos 134311=275.36mm(4)计算齿宽b=dd1=159.6=92.64

21、mm取B2=95mm，B1=100mm传动精度校核：i=112/29107/36=11.48(84.93-970/11.48)/84.93=0.51%0.07d，故取h=4mm，d34=55mm L34=14.5mm6）安装齿轮处，取d45=50mm，l45=60-2=58mm7）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bhl=16mm10mm56mm。5、求轴上的载荷。支反力：FFH1=4740N FH2=5484NFNV1=2014N FNV2=1816N弯矩M:MH1=305.73Nm MH2=456.8

22、07NmMV1=129.9NmMV2=152.34NmMV3=951.60MV4=150.73总弯矩：M1=332NmM2=342NmM3=1056NmM4=481Nm扭矩T:T=346Nm6、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=0.6，计算轴的应力ca1=M3+（T）/W1=13.28MPaca2=M2+（T）/W2=0.33MPa轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。因此安全。 对于轴III：1、求轴III的功率P3、转速n3、转矩T3P3= 8.677kwN3= 84.98r/minT3= 975.12 Nm2、求作用在齿轮上的力轴上的齿轮的