机械设计课程设计计算说明书目录一、 设计任务 （2）二、 系统总体方案设计 （3）三、 动力机选择 （4）四、 传动装置运动及动力参数计算 L）五、 传动零件的设计计算 0）六、 轴的设计计算 （13）七、 滚动轴承的计算 （24）八、 连接的选择和计算 （25）九、 润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择.....（26）十、箱体及其附件的结构设计 （26）十一、设计总结 （27）十二、参考资料 （28）机械设计课程设计-、设计任务1. 已知条件:1） 工作条件：两班制,连续单向运转，载荷较平稳,室内工作,有粉尘，环 境最高温度322） 使用折旧期：6年；3） 检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4） 运动来源：电力，三相交流，电压380/220 V：5） 运输带速度允许误差：±5%；6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产2. 运动简图：3. 设计数据：运输带工作拉力F=2000KN运输带工作速度v=2.0ni/s卷筒直径 D=240nim4. 传动方案：单级直齿圆锥齿轮减速器5-设计内容：1） 按照给定的原始数据2和传动方案设计减速器装置：2） 完成减速器装配图1张（A0或A1）;3） 箱体零件图1张：4） 编写设计计算说明书份。
二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择单级直齿圆锥齿轮减速 器它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比II总体方案简图计算与说明主要结果三、动力机选择I选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在有粉尘的室内环境下工作，温度不超过35因此可选用Y系列二相异步电 动机，它具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他 杂物侵入电动机内部的特点，D级绝缘，工作环境也 能满足要求而且结构简单、价格低廉II确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率：Pw =F V=2000H<0 5nVs=1000w = Ikw传动系得总的效率：•对（A % =0.99 xO.982 x0.98x0.96 = 0.89417-〉联轴器的效率，取0.99弘〉滚动轴承效率，取0.98.仅・>7级精度齿轮传动的效率，取0.98.（查［2］表1-7）带传动效率，取0.96p 1电机所需的功率为： R=~^= kw=1.12kw“ 0.8941由于载荷平稳，电动机的额定功率只需要略大于Pd就行，选择Y100L-6比较合理，额定功率1.5kw,满载转速940i7inin.,最大转矩为2.2 N主要结果、传动装■运动及动力参数计算1, 各传动比的计算 主要结果卷筒的转速心=6 叫 / （凤 J = 60x2.0/ （3.14 x0.24） r /imn = 159.231 / nmi总传动比：=940/159.23=5.9为使V带传动的外廓尺寸不致太大，则取心=3，那么齿轮的传动比为 ：=±=- = 1-968 ，则取锥齿的传动113比为1=22, 各轴的转速可根据电动机的满载转速和各相邻轴间的传动Hj = /11 = 960 / 3 = 320 r/niinI、=牛==160r/ mm i工作轴 nm = iin = 160r / min3, 各轴的输入功率（kw）片二曲=1.12x0.96= 1.07Pn 二耳〃角二 1.07 x 0.98 x 0.99 = 1.04珀=矽汤=1.04x0.99x0.98 = 1.014, 各轴输入扭矩的计算（N -m）T =9550 耳 /片=9550x1.07 /320 = 31.93N.111耳二9550 聒 /片=9550x1.04/160 = 62.075N.ni菇=9550 制 1 匕=9550x1.01/160=60.28N.m将以上算得的运动和动力参数列表如下：久动机I轴II轴m轴转速(T/imn)96 0320160160输入功率P(kw)1.51.071.041.01输入扭矩T (N.m)2.231.9362.07560.28传动比(i)321效率(77)0.7130.9720.971五、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要 是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。
对于两级传动的齿轮可设计为：1) 运输机要求的速度为0.5111/s,速度不高，故选择变位系数为0,精度为7CCGB/T1365-1989 的锥齿轮材料的选择：由表选择两个小齿轮材料为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40HBS2) 试选小齿轮齿数八=25,大齿轮齿数为z=iz小=50：其中压力角为203) 主要参数的初步计算齿轮类型为正交传动，直齿及零度弧齿按接触强度计算4 = #Z刿：［:Vlun按弯曲强度计算q = 50 X孑一X痣式中，4为小齿轮大端分度圆直径,mm;e为锥齿轮类型儿何系数，选择为直齿非鼓形齿，即e为1000A •-为变位后强度影响系数，因选择为零传动，即变位系数为1Z厂齿宽比系数，选择为1.683E •-为小齿轮的转矩，根据上述的原动机的选择其转矩为35N.niKA •-为使用系数，取为1.25K",耳❻•-齿向载荷分布系数，取为1.1asun•齿轮的接触，弯曲疲劳强度，因小齿轮材料为40C1•，则其bHhm （中段值）：750〜850, a Him （中值/下值）：300/220,大齿轮为45,其aHlim （中段值）：550〜650, a Finn （中 值/下值）： 220/170耳•-为齿形系数，取为1u一为齿轮传动比，为2计算得按接触强度4=123.6111按弯曲强度=272.45111故选择小齿轮的d=275=mz,则齿轮的模数为m-d- 275 -1 1z254）锥齿的各主要参数模数m=ll;小齿轮齿数人=25,大齿轮齿数z=50；分度圆锥角5小=26 o 3354” 5人=63。
265”；齿顶高=h\m=ll 11A2 =h\in = 11齿根高 hn = hf? = h*ani+c*ni=13.75齿顶圆直径 du =294.677 da2 =559.838分度圆直径4 = 275®= 550外锥距R =307.459 = 307.5 ,齿宽系数0R=O.3,齿宽baF,即强度符 合6）由此设计有模数分度圆直 径压力^齿宽小齿轮827520°100大齿轮855020°100六.轴的设计A轴I的设计由于轴的转速不是很高，且工作平稳，从而选择轴的材料为45 钢1由以上数据得功率转矩转速齿轮分度 圆直径压力^1.07 Kw31.93N • in32017111111275nun20°2求作用在齿轮上的力号今一7N耳二耳 X tan<9=2327 x tan20° = 846.96 N3初步确定轴的尺寸d> 式中A・・为按〔门定的系数，取110〔门一为轴的许用转应力L轴传递的额定功率，取107 11一轴的转速，为32017111111则计算得dn 神§=16.45 mm此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使 所 选的轴的直径（1与联轴器的孔径相适应，同需同时选取联轴器 的型号。
4联轴器的选择由于轴I的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而可选 择凸缘式联轴器来进行固定查表取 Ka=L5 则；Tca=Ka*T3=1.5*31.93=47.895N・m,按照 计算 转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，，由于锥齿的分度 圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使锥齿 安装匕 后轴的总体结构匀称，查标准选用GY6型联轴器，其公称转矩 为900N.ni,其孔径可取38〜50imn,,故取轴的直径 为50mm 5轴的结构设计I拟定轴上零件的装配方案11根据轴上固定零件确定轴各段的直径1） 根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩, 因为联轴器的孔径为50,从而第一段轴的直径为50mm.轴肩的 直径可取为54mm;半联轴器与轴配合的长度为84mm,安装匕挡 圈后刚好可以使挡圈只压在联轴器上而不斥在轴上2） 轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷当量靡 擦系数最少在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的 内外圈轴线偏斜*<=8-169大量生产价格最低，固选用深沟年由根据内径d=55nim,选择型号为6211,右端采用轴肩固定，根据深沟球轴承的安装尺寸D* = 69.4nuii, da = 57.4 nun进而 确定第四段轴启尺寸为56min：轴承的宽度B为9mm,最大 外径 为 72mm3） ，由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为 50mm,齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的距离为P 12mm,考虑到箱体的制造谋差，在确定轴承的位宜时，应与箱 体的内壁，有一段距离s,取S =80111111则轴长L=8O+5O+8+90+8 + 20 + 80 = 336 nun至此已初步确定轴得长 度4） 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1*45。
圆角为R15）求轴上的载荷由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置，作为简支梁，轴的支点跨距为lOOnuu,通过计算画出它的 弯矩图和扭矩图，如下：八 y/mm x=171 mrvy=45mrrrmF11F2x/mm336 •—4012321n 1T垂直面剪力（单位：N）图垂直面罢力圉的比例尺:八FWN600006000070007000 00)0 xZiiim0•59000-59000水半IB勇力（卑位:N） H水半筋力创的比例尺io.oci |hh/N600006000D070007000OOCO xAmm•53000•59DOO垂直面弯矩（单位:N，mm）图 疝面弯矩围的眩尺|0.01扭矩（单位:Namm）图 扭矩图的比例尺:,foj八 T/NFmx=41 mmj=145000Nxmnwn12000 x/mm 』 A垂直支反力Rvl-53979.57N垂胃支反力Rv2-66020.4N6）轴段的支反力情况为距左端距离 水半支反力R1U134inm -53979.57N距左端距离 水平支反力232nun R112-66020.4N弯曲应力校核确定危险截而'根据弯矩图和扭矩图可得距左端128nmi以及 232min得到最大的弯矩和扭矩，并且此处所示的支反力为最 大值，从而确定此处为危险截面，进行强度校核时，则只需要 校核此处的强度。
音曲应力校核公式庐 Mg]TM弯曲应力校核公式的说明b——轴计算截面上的工作应力（MPa）;d一一轴的直径（顾）；M一一轴计算截面上的合成穹矩（N-帧）；T—轴计算截面上的转柜（N •顽）；a——根据转应 力变化性质而定的校正系数=转应力对称循环变化时 Q=1转应力脉动循环变化时a = 1S11«O.7 Qi]〔 ° ° ]转应力不变时a二=彩0.65〔51[J]——讦用碱劳应力（服）△=10叔幻（刃）=2.54MPa而许用疲劳应力为18OMpa, 即弯曲应力校核通过8）疲劳强度校核S,-只魏扭辞用船琏蹴； 血一碓知^计戡许用疑 工.一对漪陋力F时榷厢脓肌） 匚厂-带酹劲科朋扭额劳尿洗d匚人 一誓揄JffiW的做® :耕藏0一瀚t硕耳尼一商删职惭藏竹妙一擀删和滕 沪姬昕泉系数务几一坤由附的就瞰平砸 力*a）也 横f 0®加言司平力於对危险截血进行疲劳强度校核得: 直径：55nmi危险截面的弯矩M 5000N • nun扭矩 T： 60000N - nun有效应力集中系数（弯曲作用）：2.05 （扭转作用）：1.55截而的疲劳强度安全系数S： 32.21许用安全系数[S] : 1.9两处疲劳强度校核通过9）扭转刚度校核圆轴扭转变形的计宜公式伊=回轴扭转受形的计算公式说明G一一材料的切变模量（MPa）对钢0 = 8.1X10* （MPa）乩一一分别代表阶梯轴第1段上所传谨的转矩、长度、内外直径圆轴的扭转角为0.0039经计算得扭转刚度变形为0=0.65。
/小，而许用扭转变形为0.25〜1.0/叫从而扭转刚度校核通过本题因无大的瞬FI寸过载及严重的应力循环不对称性，故可略去 静强度校核10）弯曲刚度校核以轴的最左端为原点，建立直角坐标，结算轴各段的挠度，得到如下数挠度计算如下：x/nunV i/niin116. 751.026602233.50. 857632350.250. 6886624670.523701583. 750. 3692486100.50. 227296r117. 250. 102621813409158. 5-0. 07768910183-0. 10444811207.5-0. 078983122320许用挠度系数：0. 0035最大挠度：104448111111弯曲刚度校核通过11）轴的临界转速计算 阶梯轴当量直径公式尺苴说明工M式中 必一一第3段轴的直径（帧）△右一一第2段轴的长度（顾）f一一经验修正系数轴懂向振动的一阶临界转速公式及说明r〜s r式中 *——轴所受的重力（“）L——轴的长度（砌）兔一一支座形式系数砰一轴的材料的弹性系数1 一一轴 截面惯性距5A 计算后得到的数据为：当量直径dv： 57. 49nun轴截面的惯性距I： 536214.76mnr4支承距离与L的比值：0.29轴所受的重力：350N支座形式系数入1： 12.15轴的一阶临界转速iicrl： 33153.3517111111B轴H的设计1总结以上的数据。
功率转矩转速齿轮分度圆直 径压力角1.04 Kw62.075N .11116017111111550mm20°2.求作用在心神仑上的力「2T 2x160x103<=—= =582N① 550E =耳 xtaiiA=582xtaii20°= 211.8N3. 初步确定轴的尺寸d> A^- 式中A “为按［r］定的系数，取110〔门一为轴的许用转应力P一轴传递的额定功率,取1.0411—的转速，为160i7imn则计算得 dn WM=20.45nnn此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径d为了使 所选的轴的直径d与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联 轴器的型号4. 联轴器的选择同上述轴I的设计一样由于轴II的传递转矩很小，且为室内平稳的工作环境，从而 可选择凸缘式联轴器来进行固定查表取 Ka=L5 贝 lj； Tca=Ka*T3=L5*62.075=93.1125N • m, 按照计算转矩Tea应小尸联轴器的公称转矩的条件，，由于锥 齿的分度圆外径较大，从而决定了其内径也相对较大，为使 锥齿安装上后轴的总体结构匀称，查标准选用GYU型联轴 器，其公称转矩为25000N.m,其孔径可取150nm）,，故取轴的 直径为1501111115轴的结构设计I拟定轴上零件的装配方案a根据轴上固定零件确定轴各段的直径1） 根据4的联轴器的轴向定位，则需要在轴上确定一个轴肩.因为联轴器的孔径为 150mm,从而第一段轴的直径为150min、轴启的直径可取为155mm;半联轴器与轴配合 的长度为84mm,安装上挡圈后刚好可以使挡圈只（£在联轴器上而不压在轴上。
2） 轴上轴承的选择考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷当量摩擦系数最少在高速 转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈=8,・16〉大最生产价 格最低，固选用深沟球轴承根据内径d=55mm,选择型号为6211,右端采用轴眉固定，根据深沟球轴承的安装尺寸D, = 69.4mm, d, = 57.4 mm进而确定第四段轴）H尺寸为56inm:轴承的宽度B为9min,最大外 径为72nmi3） ，由于锥齿的分度圆外径较大，从而取安装锥齿的轴径为 50mm,齿轮左端靠套筒定位，取齿轮与箱体的内壁的蹈离为 a=12mm,考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应 与 箱体的内壁'有一段距离s,取S =80iiim贝 IJ 轴长 L=8O+5O+8 £0+8 + 2 0 + 8 0 = 3 3 6 nun 至此己初步 确定轴得长度4） 确定轴的的倒角和圆角取轴端倒角为1*45圆角为R15） 求轴上的载荷由于轴承6005的中性好，从而确定轴承的支点在其中点位置， 作为简支梁,轴的支点跨距为lOOiiuii,通过计算画出它 的弯矩 图和扭矩图，如下：。