机械设计课程设计计算说明书-设计带式运输机的传动装置.doc

河北建筑工程学院课程设计计算书设计项目计算和依据结果和单位一、 电动机的选择1. 电动机的容量选择<1> 工作机所需有效功率Pw<2> 传动机构的总效率<3>工作机所需的功率<4> 选择电动机<5>电动机的参数2. 传动比的分配<1>滚筒的转速为<2>传动系统的总传动比为<3>定各级系统的传动比3、传动系统各轴的转速、功率和转矩计算I轴按照设计要求以及工作条件由课程设计表19-1查得，满足Pw>Pr,转速为1000r/min-1500r/min条件的电动机为Y100L1-4 取V带传动比则齿轮传动比Y型三相异步电动机n=122.293r/mini=11.611设计项目计算和依据结果和单位II轴工作机轴轴号功率转矩转速 传动比效率电动机轴1.9611420轴1.863473.3 30.95轴1.771122.33.870.95工作机轴1.718122.30.97设计项目计算和依据结果和单位二、 V带选择1.确定带型 <1>工作情况系数<2>计算功率<3>带型2.带轮直径<1>小带轮直径 <2>速度 <3>大带轮直径 3.确定带长与中心距<1>初定中心距<2>带长的实际值<3>实际中心距 <4>包角 4.确定带的根数<1>单根带的基<1>基本额定功率<2>单根带的功率增量表8-7取确定为A型V带图8-11取在设计范围5-25m/s内允许根据表8-8取根据表8-2由于表8-4a表8-4bA型280取设计项目计算和依据结果和单位<3>带长的修正系数<4>包角修正系数<5>带的根数5.确定压轴力<1>带的预紧力<2>带的压轴力表8-2表8-5Z=2.38取z=3设计项目计算和依据结果和单位三、闭式斜齿圆柱齿轮传动1.按齿面疲劳强度设计<1>.许用接触应力极限应力<2>应力循环次数<3>接触疲劳寿命系数<4>安全系数<5>许用接触应力2.计算小齿轮分度圆直径<1>小齿轮转距<2>齿宽系数<3>载荷系数<4>弹性系数<5>节点区域系数<6>小齿轮的试计算直径<7>圆周速度传送带单向运转 工作时平稳 两班制工作 使用期8年，速度不高，选用7级精度。小齿轮选用45钢正火 齿面硬度190HBS大齿轮选用45钢正火 齿面硬度165HBS为闭式软齿轮传动，传动比3.87，先按接触疲劳强度设计，再效核其弯曲疲劳强度初设螺旋角=14°取Z1=24 则Z2=93查图10-21 查图10-19取取减速器中齿轮相对于轴对称布置工作时载荷平稳，软齿面，两班制查表10-7查表10-6查图10-30=56.459mmi=3.87=14°Z1=24 Z2=93 =437.75MPaK = 2设计项目计算和依据结果和单位<8>齿宽b 模数mnt<9>齿高h <10>宽高比b/h<11>纵向重合度<12>计算载荷系数k<13>校正分度圆直径<14>计算模数mn2按齿根弯曲强度设计<1>确定计算参数计算载荷系数<2>螺旋角影响系数<3>计算当量齿数<4>齿形系数<5>应力校正系数KA=1 查表10-2KV=1.06 查表10-8 查图10-28 查表10-5 查表10-5b=56.459mmmnt=2.283mmh=5.136=1.903KA=1KV=1.06K=1.944d1=55.927mmmn=2.261mmK=1.9设计项目计算和依据结果和单位<6>弯曲疲劳强度<7>弯曲疲劳寿命系数<8>弯曲疲劳安全系数<9>弯曲疲劳许用应力<10>计算并比较3.设计计算<1>确定mn<2>重定齿数三几何尺寸确定<1>中心距a<2>修正螺旋角<3>直径d<4>齿轮齿宽 查图10-20cS=1.4综合考虑取mn=2S=1.4mn=1.59mmmn=2a=135mmB1=67mmB2=60mm设计项目计算和依据结果和单位四.轴的计算1.轴计算<1>.求水平支反力（图-c）V带压轴力<2>.绘制水平弯矩图（图-c）<3>.求垂直面之反力（图-d）<4>.绘制垂直面弯矩图（图-d）<5>.绘制合成弯矩图（图-e）整体考虑确定轴的结构和尺寸如图-a所示，空间受力图如图-b所示，轴上齿轮分度圆直径d=55.67mm. 所作用在齿轮上的切向力，径向力，轴向力.轴的材料为45钢正火处理. 得 根据得Fp=663.6NMc设计项目计算和依据结果和单位<6>.绘制转矩图（图-f）<7>.绘制当量转矩图（图-g）<8>.求危险截面处的计算应力由当量弯矩土图和轴的结构图知C，D处有可能是危险截面，应计算其当量弯矩.此处可将轴的扭应力视为脉动循环.取=0.6，则取进行计算经比较C，D截面的计算应力都小于45钢=55Mpa，故轴安全.设计项目计算和依据结果和单位<9>.轴图设计项目计算和依据结果和单位2.轴计算<1>.求水平支反力（图-c）<2>.绘制水平弯矩图（图-c）<3>.求垂直面之反力（图-d）<4>.绘制垂直面弯矩图（图-d）<5>.绘制合成弯矩图（图-e）<6>.绘制转矩图（图-f）<7>.绘制当量转矩图（图-g）经初步设计，确定轴的结构和尺寸如图-a所示，空间受力图如图-b所示，轴上齿轮分度圆直径d=214.35mm. 所作用在齿轮上的切向力，径向力，轴向力.单向运转.轴的材料为Q235.由得 由得 根据得设计项目计算和依据结果和单位<8>.计算危险截面处的应力由当量弯矩土图和轴的结构图知C，D处有可能是危险截面，应计算其当量弯矩.此处可将轴的扭应力视为脉动循环.取=0.6，则取进行计算C处有键槽 计算直径减小5%经计算 C D截面处计算应力都小于Q235的=40Mpa 故轴安全设计项目计算和依据结果和单位<9>.II轴图设计项目计算和依据结果和单位五 键的选择1.键的选择和计算（键位于轴上）<1>.选择键的类型，材料，确定键的尺寸.<2>.校和键联接的强度.2.键的选择和计算（键位于轴上）<1>.选择键的类型，材料，确定键的尺寸.<2>.校和键联接的强度.轮毂长58mm，轴的直径d=32mm，传递的转距T=，工作平稳。.选A型普通平键，键的材料为45钢. 由轴径d=32mm，轮毂长58mm确定键的尺寸为宽b=10mm，高h=8mm，长L=50mm.普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度. A型键的工作长度l = L b = 50 10 mm 已知联轴器的材料为铸铁7080MPa，显然满足故选择键10×50 GB1096-97.45钢斜齿圆柱齿轮用普通平键与钢轴联结，齿轮的轮毂长57mm，安装齿轮的轴的直径d=48mm，该联轴器传递的转距T=，工作时平稳.选A型普通平键，键的材料为45钢. 由轴径d=48mm，轮毂长57mm确定键的尺寸为宽b=14mm，高h=9mm，长L=45mm.普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度. A型键的工作长度l = L b = 45 14 mm 已知齿轮的材料为钢100120MPa，显然满足故选择键14×45 GB1096-97.l = 40mm选择键10×50GB1096-97.l = 31mm选择键14×45GB1096-97.设计项目计算和依据结果和单位3.键的选择和计算（键位于轴上）<1>.选择键的类型，材料，确定键的尺寸.<2>.校和键联接的强度.TL6联轴器用普通平键与轴联接，联轴器的轮毂长58mm，安装联轴器处的轴的直径d=32mm，该联轴器传递的转距T=，工作时有轻微冲击.选A型普通平键，键的材料为45钢. 由轴径d=32mm，轮毂长58mm确定键的尺寸为宽b=10mm，高h=8mm，长L=50mm.普通平键构成静联接，因此只需校核轮毂的挤压强度. A型键的工作长度l = L b = 50 10 mm 已知联轴器的材料为铸铁7080MPa，显然满足故选择键10×50 GB1096-97.l = 40mm选择键10×50GB1096-97.设计项目计算和依据结果和单位六轴承的选择1.轴上滚动轴承的选择和计算<1>.计算轴承内部轴向力<2>.计算轴承的轴向载荷<3>.计算当量动载荷<4>.计算轴承实际寿命初选轴承30209 GB/T297-93，轴的转速n = 417.4r/min，由轴的计算得出径向力外加轴向力（）1轴承内部轴向力2轴承内部轴向力与方向相反=250.1> 与方向相同< 根据e根据e 得1.5 0.4 0 所以493N因为，所以只计算1轴承温度系数=1 载荷系数=1.1 =10/3718.2N （）164.33N （）e=0.4=1929.18N=493N30209 GB/T297-93满足要求项目计算和依据结果和单位2. 轴上滚动轴承的选择和计算<1>.计算轴承内部轴向力<2>.计算轴承的轴向载荷<3>.计算当量动载荷<4>.计算轴承实际寿命初选轴承30209 GB/T297-93，轴的转速n = 119.3r/min，由轴的计算得出径向力外加轴向力（）工作中有轻微冲击1轴承内部轴向力2轴承内部轴向力与方向相同 与方向相反 根据e根据e 得0 1 1.5 0.4所以943.164N因为，所以只计算2轴承温度系数=1 载荷系数=1.1 =10/3314.4N 411.8N =943.164N=1667.91N30209 GB/T297-93满足要求设计项目计算和依据结果和单位联轴器选择1.确定计算转矩轴的计算转矩2. 选择联轴器型号3.润滑方式4.密封方式5.箱体设计轴滚筒轴的联接处选用弹性柱销联轴器.由于工作时平稳，取工况系数K=1.3 轴转速122.3r/min轴与滚筒轴联接选用TL6联轴器GB4323-84（半联轴器选用铸铁）闭式斜齿圆柱齿轮传动转速较低采用稀油润滑，轴上的滚动轴承采用溅油润滑，选择全损耗系统用油（GB443-89）L-AN10 浸油高30mm.箱体剖分面上应该用水玻璃密封或者密封胶密封滚动轴承采用毡圈油封低速级中心a=135mm箱座壁厚=0.25a+3=6.76mm 取为8mm箱盖壁厚=0.8=6.4mm 取为8mm箱座凸缘厚度b=1.5=12mm箱盖凸缘厚度=1.5=12mm箱座底凸缘厚度=2.5=20mm地脚螺栓直径=0.036a+10=14.86,取M16地脚螺栓数目n=4轴承旁连接螺栓直径=0.75=12，箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.50.6）=89.6，取M10联接螺栓的间距l=200轴承端盖螺钉直径=0.5=8mm视孔盖螺钉直径=0.4=6.4mm设计项目计算和依据结果和单位定位销孔直径d=（0.70.8）=78，取d=8mm、至外箱壁距离=22mm、至凸缘边缘距离 =20mm轴承旁凸台半径=20mm凸台高度h=50mm外箱壁至轴承座端面距离=50mm大齿轮顶圆与内机壁距离，齿轮端面与内机壁距离，箱盖肋厚0.85=6.8mm，取=7mm箱座肋厚m0.85=6.8mm，取m=7mm轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离s=10mm机设小结 经过两周的机械课程设计，在这忙碌的过程中不仅加深了对所学知识的掌握，还学到了许多的新知识，使我从各个方面接受机械设计的训练，对机械的有关各个零部件结合在一起得到深刻的认识。在这两周设计中每个零部件都经过了多次的设计，一次次出错，一次次改动，使我们思维更加严谨，这也充分锻炼了我们的吃苦耐劳的精神，同学们在设计过程中互相帮助相互指导，遇到疑难问题共同探讨钻研，还锻炼同学们的团结互助的精神。做课程设计为了锻炼我们的动手能力和设计能力，为我们以后更好的为社会做贡献打下坚实的基础。通过这次课程设计我们知道了我们机械在生产实际中的应用，让我们对我们的专业有了深层次的了解。经过这些我相信我们在今后的社会生活中会有更高的认识和发现，我们也要努力的学好知识，用知识武装自己，在知识的积累中成为有用于国家的人。参考文献：1李秀珍机械设计基础（少学时）第4版北京：机械工业出版社，20062陆玉，冯立艳机械设计课程设计第4版北京：机械工业出版社，20063纪名刚，陈国定机械设计北京：高等教育出版社；第八版，20064葛文杰，孙桓，陈作模机械原理北京：高等教育出版社，2006