机械设计课程设计计算说明书
设计题目：带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器
班级：班
姓名：
学号：
指导老师：莫颂
目录
传动方案拟定
二 电动机选择
三 计算总传动分配级传动
四 V带设计
五 齿轮设计
六 减速器铸造箱体结构尺寸设计
七 轴设计
八 轴承校核计算
九 键设计
十 润滑密封
十设计结
十二参考文献
计 算 说 明
结 果
传动方案拟定
题目：带式输送机级斜齿圆柱齿轮减速器
1） 工作条件：皮带式输送机单运转载荷稳空载启动二班制工作运输带允许速度误差5期限10年批量生产
2） 原始数：输送带拉力F770N带速V13ms卷筒直径D250mm
二 电动机选择
1 电动机类型选择：Y系列三相异步电动机（工作求：连续工作机器）卧式封闭结构
2 选择电动机容量
工作机效功率PwPwFV077x141078KW
电动机工作机传送带间总效率η ηη1η22η3η4η5
机械设计课程设计指导书知：
η1：V带传动效率096
η2：滚动轴承效率098(球轴承)
η3：齿轮传动效率097 (8 级精度般齿轮传动)
η4：联轴器传动效率099(齿轮联轴器)
η5：卷筒传动效率 096
电动机工作机总效率ηη1η22η3η4η5087
知电动机工作功率：
PdPWη1078087kw124KW
式中：Pd——工作机实际需电动机输出功率 kW
Pw——工作机需输入功率 kW
η——电动机工作机间传动装置总功率
3确定电动机转速
工作机卷筒轴转速nW60x1000xVπD rmin10695rmin
推荐传动合理范围V带传动(2～4)间级圆柱齿轮传动（3～6）间总传动合理范围i6～24电动机转速选范围nmnW·i642～2567 rmin综合考虑电动机传动装置尺寸重量带传动减速器传动选定电动机型号Y100L14额定功率Ped 22kW满载转速nm1430rmin
三计算总传动分配级传动
1传动装置总传动
inmnw1430106951337
2分配级传动
ii带·i减初取i带32齿轮减速器传动
i减ii带133732418
3计算传动装置运动参数动力参数
（1） 轴转速
Ⅰ轴 nⅠnmi带14303244688 rmin
Ⅱ轴 nⅡnⅠi减446884181069 rmin
卷筒轴 nⅢnⅡ1069rmin
（2） 轴功率
Ⅰ轴 PⅠPd·η1119kW
Ⅱ轴 PⅡPⅠ·η2·η3113kW
卷筒轴 PⅢPⅡ·η2·η4110kW
（3） 轴转矩
Ⅰ轴 TⅠ9550PⅠnⅠ2543N·m
Ⅱ轴 TⅡ9550PⅡnⅡ10095N·m
卷筒轴TⅢ9550PⅢnⅢ9827N·m
四V带设计
设计参数应该满足带速5ms≤V≤10ms带轮包角
α≥120°般带根数Z≤4～5等方面求
1求计算功率Pc 查 KA12 PcKa x Pd1488kW
选SPZ型 窄V带
2确定带轮基准直径验算带速设计标准取动轮基准直径dd171mm
动轮基准直径dd2 i x dd132×712272mm 取dd2228mm
带速V：Vπdd1nm60×1000 π×71×142060×1000 528ms
5~25ms范围带速合适
3确定带长中心矩
0 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0 7(71+228)≤a0≤2×(71+228)
：2093≤a0≤598
初步确定a0 300mm
L02a0+π(dd1+dd2)2+(dd2dd1)4a0：
L02×300+π(71+228)2+(22871)24×300 110891mm
确定基准长度Ld1120mm 计算实际中心距
a≈a0+LdL02300+（1120110891）2 305545mm
4验算带轮包角
α11800（dd2dd1）a×5730 1800（22871）305545×5730150560>1200（适）
5确定带根数
n01420rmin dd171mm i32
查
P0125kw △P0022kw
查Kα093 查KL093
ZPc[p]KAP(P0+△P0)KαKL：
Z12×124(125+022) ×093×093 117
取Z2
6计算张紧力F0
查q007kgm：
F0500Pc（ZV）（25Kα1）+qV2 500×1488（2×14）×(250931) +007×142N 15753N
作轴承压轴力FQ：
FQ2ZF0sinα122×2×15753×sin1505602 60943N
五齿轮设计
1选定齿轮材料精度等级齿数
(1)材料选择选择齿轮材料45 调质处理硬度260HBS齿轮材料45钢 正火处理 硬度215HBS
(2)机器般工作机器速度高选8级精度GB1009588
(3)齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式
d1≥ (5902KT1(u±1) φdu[σH]2)13
1选择载荷系数K12
2计算齿轮传递转矩 T1955x106xPInI955x106x1194468825x104N·mm
3计算接触疲劳许应力[σH]
[σH] σHmin ZnsHmin
查σHlim1610Mpa σHlim2 500Mpa
接触疲劳Zn 公式 N60njtH
N160x44688x5x365x1678x108
N2N1i齿78x108418187x108
Zn1106 Zn2113
取sHmin 1 [σH1] 6466 Mpa [σH2] 565 Mpa
试算齿轮分度圆直径d1 选择φd11
d1≥ (5902KT1(u±1) φdu[σH]2)13
6958 mm 取70mm
4确定参数
1) 选齿轮齿数 z130齿轮齿数z230x418123
2) 初选螺旋角β15o
3) 计算模数m0
m0 d1cosβ z16958cos15o30≈223 mm
取m0225mm
4)计算中心距a d2 d1i齿29084mm ∴a01766mm 取a180mm
5)计算螺旋角
cosβm0(z1 + z2)2a095625 β≈17°
6)分度圆直径
d1 z1 (m0) cosβ7059mm d2 z2 (m0) cosβ28941mm
齿宽b bψdd1≈7653mm
取b2 80mm b1 85mm
7) 计算圆周速度v
vπd1nI60x1000126ms v＜6ms取8级精度合适
2校核弯曲疲劳强度
1)复合齿形素yFs
Zv1z1cosβ33431
Zv2z2cosβ314067 yfs141 yfs239
2)弯曲疲劳许应力 [σbb]
[σbb] σbblimsflim x yN
弯曲疲劳应力极限σbblim1490 paMσbblim2410 paM
弯曲疲劳寿命系数 yn11 yn22
弯曲疲劳安全系数S Flim1
[σbb1]490 Mpa [σbb2]410 Mpa
3)校核计算
[σbb1]16KT1Yfscosβbm0z1124≤ [σbb1]
[σbb2] [σbb1]yfs2yfs1119≤ [σbb1] [σbb2]
综知齿轮设计参数
齿轮分度圆直径d17059mm
齿轮分度圆d228941mm
中心距 a180mm
齿轮齿宽B185mm
齿轮齿宽B280mm
模数m225
六 减速器铸造箱体结构尺寸设计
名称
符号
尺寸mm
箱体壁厚
δ
6
箱盖壁厚
δ1
5
箱体凸缘厚度
b
9
箱盖凸缘厚度
b1
8
机座底凸缘厚度
b2
15
脚螺钉直径
df
20
脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
D1
16
机盖机座联接螺栓直径
D2
10
轴承端盖螺钉直径
D3
8
dfd1 d2外机壁距离
C1
262216
dfd2凸缘边缘距离
C2
2414
箱座高度
h
60
外机壁轴承座端面距离
L1
114
齿轮顶圆机壁距离
△1
8
齿轮端面机壁距离
△2
18
箱盖箱座肋厚
m1m
54
轴承旁联接螺栓距离
s
量Md1Md2互
干涉准般sD2
七轴设计
选取轴材料45钢调质处理硬度217~255HBs 抗拉强度极限 σB640Mpa 屈服极限σs 355MPa弯曲疲劳极限σ1275MPa许弯曲应力[σ1]60MPa
取C0110
I轴：d1minC0〔p1n1〕13152mm
II轴：d2minC0〔p2n2〕13241mm
1 低速轴设计计算
取低速轴转矩轴进行计算校核考虑键槽直径增5
d2min241x（1+5）25305mm d230mm
轴结构设计
联轴器计算转矩 Tca KAT2
查KA15 Tca15x10095151425N·m
计算转矩应联轴器公称转矩条件查设计手册 选择II轴III轴联轴器弹性柱销联轴器
型号LX2型联轴器半联轴器I孔径30mm半联轴器长度L82mm半联轴器轴配合毂孔长度L160mm
(1)轴零件定位固定装配单级减速器中齿轮安排箱体中央相两轴承称分布齿轮左面套筒定位右面轴肩定位联接键作渡配合固定两轴承均轴肩定位
(2)确定轴段直径长度
1）III段满足半联轴器轴定位求III轴段右端需制出轴肩取IIIII段直径dIIIII35mm半联轴器轴配合毂孔长度L160mm保证轴端挡圈压半联轴器压轴端面段长度应略短取LIII58mm
2）初步选择滚动轴承轴承时受径力轴力作 选圆锥滚子轴承参工作求根dIIIII35mm设计手册选取30208型轴承尺寸d x D x B 40x80x18轴肩：damin47mm
dⅢⅣdⅥⅦ40mmlⅥⅦ22mm
3）取安装齿轮处轴段IV直径dⅣⅤ45mm齿轮右端右轴承间采套筒定位已知齿轮轮毂宽度78mm套筒端面压紧齿轮轴段应略短轮毂宽度取lⅣⅤmm76mm齿轮右端采轴肩定位轴肩高度h＞01d01x4545mm
轴环处直径dⅤⅥ45+2h54mm＞damin47mm
轴环宽度b≥15h675mm取lⅤⅥ7mmdⅤⅥ＜Da73mm轴肩处轴径轴承圈外径便拆卸轴承
4）取lⅡⅢ78mm
5）取齿轮距箱体壁距离a18mm
lⅢⅣ22+a+（7876）42mm
已初步确定轴段直径长度
(3)轴零件周定位
齿轮半联轴器轴周定位均采键联接
dⅣⅤ45mm查手册键截面b x h14x9键槽键槽铣刀加工长 63 mm保证齿轮轴配合良中性查设计手册选择齿轮轮毂轴配合H7n6
半联轴器轴联接选键12x7x50半联轴器轴配合H7k6
滚动轴承轴周定位渡配合保证处选轴直径尺寸公差m6
(4)确定轴圆角倒角尺寸 取轴端倒角2x450度圆角半径全部r1mm
2高速轴设计计算
1）考虑键槽直径增
d1min152x（1+5）1596mm d120mm
取LⅠⅡ58mm Ⅱ处定位轴肩dⅡⅢ20+20*007*2228mm
取dⅡⅢ25mm LⅡⅢ70mm
2）初步选择滚动轴承
设计手册选取30205型轴承尺寸dxDxB25x52x15轴肩damin31mmIII处非定位轴肩取dⅢⅣdⅦⅧ25mmLⅢⅣLⅦⅧ20mm
Ⅳ处定位轴肩dⅣⅤ25+25*01*230mm
dⅣⅤdⅥⅦ30mmLⅣⅤLⅥⅦ12mm
dⅤⅥ48mmLⅤⅥ85mm
3）轴零件周定位
带轮采键联接d120mm 查手册键截面bxh8x7键槽键槽铣刀加工长36mm
保证带轮轴配合良中性查设计手册选择带轮轮毂轴配合：H7n6滚动轴承轴周定位渡配合保证处选轴直径尺寸公差m6
4)确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2x450度圆角半径全部r1mm
3弯扭合成应力校核轴强度
1）计算作轴力
齿轮受力分析
圆周力：Ft22T2d22x10095x10328941698N
径力：Fr2Ft2 xtanαncosβ266N
轴力：Fa2Ft2tanβ698xtan170213N
2）计算支反力
水面：F1HF2HFt226982349N
垂直面：F2v（Fr2xL1Fa2xd2）L1140N
F1VFr2F2v405N
3）求垂直面弯矩
M2vF2VxL12532 N·m
M1vF1VxL121539 N·m
4)求水弯矩：
M1HM2HF1HxL121326 N·m
5)求轴传递扭矩：
TFt2·d22652 N·m
6)求合弯矩
M(M1A2+M1H2)121963 N·m
7)求危险截面弯矩量：
Me(M2+(αT)2)½ 217 N·m
8)计算危险截面处轴直径：
d≥(Me01[σ1b])1315mm 安全
八轴承校核计算
1轴承选择
轴承1单列圆锥滚子轴承30205GBT 2971994
轴承2单列圆锥滚子轴承30208GBT 2971994
2校核轴承
1）圆锥滚子轴承30205查设计手册Cr102KNCσr130KN取fp15FR（FAV2+FAH2）12
FR3（FAV22+FAH22）12345987N
FR4(FBV22+FBH22)12500366N
设计手册查30212圆锥滚子轴承y值15
课公式轴承派生轴力FS3FR32y115329NFS4FR42y166789N
FS3+Fa2＞FS41松边
作轴承总轴力：FA3FS3115329NFA4FS4+Fa2329685N
查：e04FA3FR3033＜e x31y30FA4FR4066＞e：x404y41
计算量动载荷：P315*（1*345987）518981N
P415*（04*500366+1*329685）794747＞P3
计算轴承寿命Lh16670n（Crp）ε 取：ε103（滚子轴承）
：Lh21667085（908*103794747）1031303597751h＞＞Lh‵12000h
2）圆锥滚子轴承30208查设计手册Cr63KNCσr74KN取fp15FR（FAV2+FAH2）12
FR3（FAV22+FAH22）12292518N
FR4(FBV22+FBH22)12326476N
设计手册查30212圆锥滚子轴承y值15
课公式轴承派生轴力FS1FR12y97506NFS2FR22y108825N
FS1+Fa1＞FS21松边
作轴承总轴力：FA1FS197506NFA2FS2+Fa12838N
查：e037FA1FR1033＜e x11y10FA2Fr2066＞e：x404y41
计算量动载荷：P115*（1*345987）438777N
P215*（04*326476+1*2838）6215856＞P1
计算轴承寿命Lh16670n（Crp）ε 取：ε103（滚子轴承）
：Lh216670340（63*1036215856）103‵12000h
九键设计
1输入轴：键8x7GBTC型
2齿轮：键14x9GBTA型
3输出轴：键12x7GBTC型
查机械设计 [σp]120Mpa 强度条件：4Tdhl≤[σp]
校键1：σ04Tdhl4*202000（32*7*（365））1163Mpa＜[σp]
键2：σ04Tdhl4*771000（65*9*（6318））9585Mpa＜[σp]
键3：σ04Tdhl4*771000（50*7*（638））11215Mpa＜[σp]
键均符合求
十润滑密封
1齿轮润滑
采浸油润滑单级圆柱齿轮减速器速度ν<12msm<20 时浸油深度h约1齿高10mm
2润滑油选择
齿轮轴承种润滑油较便利考虑该装置型设备选GB44389全损耗系统油LAN15润滑油
3密封方法选取
选凸缘式端盖易调整采闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封密封圈型号装配轴直径确定轴承盖结构尺寸定位轴承外径决定
十设计结
次关带式运输机单级圆柱齿轮减速器课程设计真正理联系实际深入解设计概念设计程实践考验提高机械设计综合素质处通两星期设计实践机械设计更解认识工作坚实基础
1机械设计机械工业基础门综合性相强技术课程融机械制图机械设计基础工程力学机械制造体学科知识融会贯通更加熟悉机械类知识实际应
2次课程设计培养理联系实际设计思想训练综合运机械设计关先修课程理结合生产实际反系解决工程实际问题力巩固加深扩展关机械设计方面知识等方面重作
3次课程设计程中综合运先修课程中学关知识技结合教学实践环节进行机械课程设计方面逐步提高理水构思力工程洞察力判断力特提高分析问题解决问题力专业产品设备设计宽广坚实基础
4次设计指导老师细心帮助支持衷心感谢老师指导帮助
5设计中存少错误缺点需继续努力学掌握关机械设计知
十二参考文献
[1] 杨桢程光蕴 李仲生机械设计基础第五版北京高等教育出版社2005
[2] 王慧吕宏机械设计课程设计 北京学出版社2011
F770N
V13ms
D250mm
Pw1078KW
η087
Pd124KW
nW10695rmin
Ped 22kW
nm1430rmin
i1337
i减418
nⅠ44688 rmin
nⅡ1069 rmin
nⅢnⅡ1069rmin
PⅠ119kW
PⅡ113kW
PⅢ110kW
TⅠ2543N·m
TⅡ10095N·m
TⅢ9827N·m
Pc1488kW
dd171mm
dd2228mm
V528ms
a0 300mm
L0110891mm
Ld1120mm
a305545mm
α1150560
Z2
FQ60943N
T125x104N·mm
d170mm
z130
z2123
m0225mm
a180mm
β≈17°
d17059mm
d228941mm
b2 80mm
b1 85mm
v 126ms
[σbb1]490 Mpa
[σbb2]410 Mpa
d17059mm
d228941mm
a180mm
B185mm
B280mm
m225
d1min152mm
d2min241mm
d230mm
L160mm
dII
III35mm
LIII58mm
dⅢⅣdⅥⅦ40mm
lⅥⅦ22mm
dⅣⅤ45mm
lⅣⅤmm76mm
h45mm
dⅤⅥ47mm
lⅤⅥ7mm
lⅡⅢ78mm
a18mm
lⅢⅣ42mm
b x h14x9
d120mm
LⅠⅡ58mm
dⅡⅢ228mm
dⅡⅢ25mm
LⅡⅢ70mm
dxDxB25x52x15
dⅢⅣdⅦⅧ25mm
LⅢⅣLⅦⅧ20mm
dⅣⅤ30mm
dⅣⅤdⅥⅦ30mm
LⅣⅤLⅥⅦ12mm
dⅤⅥ48mm
LⅤⅥ85mm
bxh8x7
Ft2698N
Fr2266N
Fa2213N
F1H349N
F2v140N
F1V405N
M2v532 N·m
M1v1539 N·m
M1H1326 N·m
T2652 N·m
M1963 N·m
Me217 N·m
d15mm
FR3345987N
FR4500366N
FS3115329N
FS4166789N
FA3115329N
FA4329685N
P3518981N
P4794747
Lh21303597751h
FR3292518N
FR4326476N
FS197506N
FS2108825N
FA197506N
FA22838N
P1438777N
P26215856
Lh2
σ011163Mpa
σ029585Mpa
σ0311215Mpa
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机械设计课程设计计算说明书
设计题目：带式运输机单级斜齿圆柱齿轮减速器
班级：班
姓名：
学号：
指导老师：莫颂
目录
传动方案拟定
二 电动机选择
三 计算总传动分配级传动
四 V带设计
五 齿轮设计
六 减速器铸造箱体结构尺寸设计
七 轴设计
八 轴承校核计算
九 键设计
十 润滑密封
十设计结
十二参考文献
计 算 说 明
结 果
传动方案拟定
题目：带式输送机级斜齿圆柱齿轮减速器
1） 工作条件：皮带式输送机单运转载荷稳空载启动二班制工作运输带允许速度误差5期限10年批量生产
2） 原始数：输送带拉力F770N带速V13ms卷筒直径D250mm
二 电动机选择
1 电动机类型选择：Y系列三相异步电动机（工作求：连续工作机器）卧式封闭结构
2 选择电动机容量
工作机效功率PwPwFV077x141078KW
电动机工作机传送带间总效率η ηη1η22η3η4η5
机械设计课程设计指导书知：
η1：V带传动效率096
η2：滚动轴承效率098(球轴承)
η3：齿轮传动效率097 (8 级精度般齿轮传动)
η4：联轴器传动效率099(齿轮联轴器)
η5：卷筒传动效率 096
电动机工作机总效率ηη1η22η3η4η5087
知电动机工作功率：
PdPWη1078087kw124KW
式中：Pd——工作机实际需电动机输出功率 kW
Pw——工作机需输入功率 kW
η——电动机工作机间传动装置总功率
3确定电动机转速
工作机卷筒轴转速nW60x1000xVπD rmin10695rmin
推荐传动合理范围V带传动(2～4)间级圆柱齿轮传动（3～6）间总传动合理范围i6～24电动机转速选范围nmnW·i642～2567 rmin综合考虑电动机传动装置尺寸重量带传动减速器传动选定电动机型号Y100L14额定功率Ped 22kW满载转速nm1430rmin
三计算总传动分配级传动
1传动装置总传动
inmnw1430106951337
2分配级传动
ii带·i减初取i带32齿轮减速器传动
i减ii带133732418
3计算传动装置运动参数动力参数
（1） 轴转速
Ⅰ轴 nⅠnmi带14303244688 rmin
Ⅱ轴 nⅡnⅠi减446884181069 rmin
卷筒轴 nⅢnⅡ1069rmin
（2） 轴功率
Ⅰ轴 PⅠPd·η1119kW
Ⅱ轴 PⅡPⅠ·η2·η3113kW
卷筒轴 PⅢPⅡ·η2·η4110kW
（3） 轴转矩
Ⅰ轴 TⅠ9550PⅠnⅠ2543N·m
Ⅱ轴 TⅡ9550PⅡnⅡ10095N·m
卷筒轴TⅢ9550PⅢnⅢ9827N·m
四V带设计
设计参数应该满足带速5ms≤V≤10ms带轮包角
α≥120°般带根数Z≤4～5等方面求
1求计算功率Pc 查 KA12 PcKa x Pd1488kW
选SPZ型 窄V带
2确定带轮基准直径验算带速设计标准取动轮基准直径dd171mm
动轮基准直径dd2 i x dd132×712272mm 取dd2228mm
带速V：Vπdd1nm60×1000 π×71×142060×1000 528ms
5~25ms范围带速合适
3确定带长中心矩
0 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0 7(71+228)≤a0≤2×(71+228)
：2093≤a0≤598
初步确定a0 300mm
L02a0+π(dd1+dd2)2+(dd2dd1)4a0：
L02×300+π(71+228)2+(22871)24×300 110891mm
确定基准长度Ld1120mm 计算实际中心距
a≈a0+LdL02300+（1120110891）2 305545mm
4验算带轮包角
α11800（dd2dd1）a×5730 1800（22871）305545×5730150560>1200（适）
5确定带根数
n01420rmin dd171mm i32
查
P0125kw △P0022kw
查Kα093 查KL093
ZPc[p]KAP(P0+△P0)KαKL：
Z12×124(125+022) ×093×093 117
取Z2
6计算张紧力F0
查q007kgm：
F0500Pc（ZV）（25Kα1）+qV2 500×1488（2×14）×(250931) +007×142N 15753N
作轴承压轴力FQ：
FQ2ZF0sinα122×2×15753×sin1505602 60943N
五齿轮设计
1选定齿轮材料精度等级齿数
(1)材料选择选择齿轮材料45 调质处理硬度260HBS齿轮材料45钢 正火处理 硬度215HBS
(2)机器般工作机器速度高选8级精度GB1009588
(3)齿面接触疲劳强度设计
设计计算公式
d1≥ (5902KT1(u±1) φdu[σH]2)13
1选择载荷系数K12
2计算齿轮传递转矩 T1955x106xPInI955x106x1194468825x104N·mm
3计算接触疲劳许应力[σH]
[σH] σHmin ZnsHmin
查σHlim1610Mpa σHlim2 500Mpa
接触疲劳Zn 公式 N60njtH
N160x44688x5x365x1678x108
N2N1i齿78x108418187x108
Zn1106 Zn2113
取sHmin 1 [σH1] 6466 Mpa [σH2] 565 Mpa
试算齿轮分度圆直径d1 选择φd11
d1≥ (5902KT1(u±1) φdu[σH]2)13
6958 mm 取70mm
4确定参数
1) 选齿轮齿数 z130齿轮齿数z230x418123
2) 初选螺旋角β15o
3) 计算模数m0
m0 d1cosβ z16958cos15o30≈223 mm
取m0225mm
4)计算中心距a d2 d1i齿29084mm ∴a01766mm 取a180mm
5)计算螺旋角
cosβm0(z1 + z2)2a095625 β≈17°
6)分度圆直径
d1 z1 (m0) cosβ7059mm d2 z2 (m0) cosβ28941mm
齿宽b bψdd1≈7653mm
取b2 80mm b1 85mm
7) 计算圆周速度v
vπd1nI60x1000126ms v＜6ms取8级精度合适
2校核弯曲疲劳强度
1)复合齿形素yFs
Zv1z1cosβ33431
Zv2z2cosβ314067 yfs141 yfs239
2)弯曲疲劳许应力 [σbb]
[σbb] σbblimsflim x yN
弯曲疲劳应力极限σbblim1490 paMσbblim2410 paM
弯曲疲劳寿命系数 yn11 yn22
弯曲疲劳安全系数S Flim1
[σbb1]490 Mpa [σbb2]410 Mpa
3)校核计算
[σbb1]16KT1Yfscosβbm0z1124≤ [σbb1]
[σbb2] [σbb1]yfs2yfs1119≤ [σbb1] [σbb2]
综知齿轮设计参数
齿轮分度圆直径d17059mm
齿轮分度圆d228941mm
中心距 a180mm
齿轮齿宽B185mm
齿轮齿宽B280mm
模数m225
六 减速器铸造箱体结构尺寸设计
名称
符号
尺寸mm
箱体壁厚
δ
6
箱盖壁厚
δ1
5
箱体凸缘厚度
b
9
箱盖凸缘厚度
b1
8
机座底凸缘厚度
b2
15
脚螺钉直径
df
20
脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
D1
16
机盖机座联接螺栓直径
D2
10
轴承端盖螺钉直径
D3
8
dfd1 d2外机壁距离
C1
262216
dfd2凸缘边缘距离
C2
2414
箱座高度
h
60
外机壁轴承座端面距离
L1
114
齿轮顶圆机壁距离
△1
8
齿轮端面机壁距离
△2
18
箱盖箱座肋厚
m1m
54
轴承旁联接螺栓距离
s
量Md1Md2互
干涉准般sD2
七轴设计
选取轴材料45钢调质处理硬度217~255HBs 抗拉强度极限 σB640Mpa 屈服极限σs 355MPa弯曲疲劳极限σ1275MPa许弯曲应力[σ1]60MPa
取C0110
I轴：d1minC0〔p1n1〕13152mm
II轴：d2minC0〔p2n2〕13241mm
1 低速轴设计计算
取低速轴转矩轴进行计算校核考虑键槽直径增5
d2min241x（1+5）25305mm d230mm
轴结构设计
联轴器计算转矩 Tca KAT2
查KA15 Tca15x10095151425N·m
计算转矩应联轴器公称转矩条件查设计手册 选择II轴III轴联轴器弹性柱销联轴器
型号LX2型联轴器半联轴器I孔径30mm半联轴器长度L82mm半联轴器轴配合毂孔长度L160mm
(1)轴零件定位固定装配单级减速器中齿轮安排箱体中央相两轴承称分布齿轮左面套筒定位右面轴肩定位联接键作渡配合固定两轴承均轴肩定位
(2)确定轴段直径长度
1）III段满足半联轴器轴定位求III轴段右端需制出轴肩取IIIII段直径dIIIII35mm半联轴器轴配合毂孔长度L160mm保证轴端挡圈压半联轴器压轴端面段长度应略短取LIII58mm
2）初步选择滚动轴承轴承时受径力轴力作 选圆锥滚子轴承参工作求根dIIIII35mm设计手册选取30208型轴承尺寸d x D x B 40x80x18轴肩：damin47mm
dⅢⅣdⅥⅦ40mmlⅥⅦ22mm
3）取安装齿轮处轴段IV直径dⅣⅤ45mm齿轮右端右轴承间采套筒定位已知齿轮轮毂宽度78mm套筒端面压紧齿轮轴段应略短轮毂宽度取lⅣⅤmm76mm齿轮右端采轴肩定位轴肩高度h＞01d01x4545mm
轴环处直径dⅤⅥ45+2h54mm＞damin47mm
轴环宽度b≥15h675mm取lⅤⅥ7mmdⅤⅥ＜Da73mm轴肩处轴径轴承圈外径便拆卸轴承
4）取lⅡⅢ78mm
5）取齿轮距箱体壁距离a18mm
lⅢⅣ22+a+（7876）42mm
已初步确定轴段直径长度
(3)轴零件周定位
齿轮半联轴器轴周定位均采键联接
dⅣⅤ45mm查手册键截面b x h14x9键槽键槽铣刀加工长 63 mm保证齿轮轴配合良中性查设计手册选择齿轮轮毂轴配合H7n6
半联轴器轴联接选键12x7x50半联轴器轴配合H7k6
滚动轴承轴周定位渡配合保证处选轴直径尺寸公差m6
(4)确定轴圆角倒角尺寸 取轴端倒角2x450度圆角半径全部r1mm
2高速轴设计计算
1）考虑键槽直径增
d1min152x（1+5）1596mm d120mm
取LⅠⅡ58mm Ⅱ处定位轴肩dⅡⅢ20+20*007*2228mm
取dⅡⅢ25mm LⅡⅢ70mm
2）初步选择滚动轴承
设计手册选取30205型轴承尺寸dxDxB25x52x15轴肩damin31mmIII处非定位轴肩取dⅢⅣdⅦⅧ25mmLⅢⅣLⅦⅧ20mm
Ⅳ处定位轴肩dⅣⅤ25+25*01*230mm
dⅣⅤdⅥⅦ30mmLⅣⅤLⅥⅦ12mm
dⅤⅥ48mmLⅤⅥ85mm
3）轴零件周定位
带轮采键联接d120mm 查手册键截面bxh8x7键槽键槽铣刀加工长36mm
保证带轮轴配合良中性查设计手册选择带轮轮毂轴配合：H7n6滚动轴承轴周定位渡配合保证处选轴直径尺寸公差m6
4)确定轴圆角倒角尺寸
取轴端倒角2x450度圆角半径全部r1mm
3弯扭合成应力校核轴强度
1）计算作轴力
齿轮受力分析
圆周力：Ft22T2d22x10095x10328941698N
径力：Fr2Ft2 xtanαncosβ266N
轴力：Fa2Ft2tanβ698xtan170213N
2）计算支反力
水面：F1HF2HFt226982349N
垂直面：F2v（Fr2xL1Fa2xd2）L1140N
F1VFr2F2v405N
3）求垂直面弯矩
M2vF2VxL12532 N·m
M1vF1VxL121539 N·m
4)求水弯矩：
M1HM2HF1HxL121326 N·m
5)求轴传递扭矩：
TFt2·d22652 N·m
6)求合弯矩
M(M1A2+M1H2)121963 N·m
7)求危险截面弯矩量：
Me(M2+(αT)2)½ 217 N·m
8)计算危险截面处轴直径：
d≥(Me01[σ1b])1315mm 安全
八轴承校核计算
1轴承选择
轴承1单列圆锥滚子轴承30205GBT 2971994
轴承2单列圆锥滚子轴承30208GBT 2971994
2校核轴承
1）圆锥滚子轴承30205查设计手册Cr102KNCσr130KN取fp15FR（FAV2+FAH2）12
FR3（FAV22+FAH22）12345987N
FR4(FBV22+FBH22)12500366N
设计手册查30212圆锥滚子轴承y值15
课公式轴承派生轴力FS3FR32y115329NFS4FR42y166789N
FS3+Fa2＞FS41松边
作轴承总轴力：FA3FS3115329NFA4FS4+Fa2329685N
查：e04FA3FR3033＜e x31y30FA4FR4066＞e：x404y41
计算量动载荷：P315*（1*345987）518981N
P415*（04*500366+1*329685）794747＞P3
计算轴承寿命Lh16670n（Crp）ε 取：ε103（滚子轴承）
：Lh21667085（908*103794747）1031303597751h＞＞Lh‵12000h
2）圆锥滚子轴承30208查设计手册Cr63KNCσr74KN取fp15FR（FAV2+FAH2）12
FR3（FAV22+FAH22）12292518N
FR4(FBV22+FBH22)12326476N
设计手册查30212圆锥滚子轴承y值15
课公式轴承派生轴力FS1FR12y97506NFS2FR22y108825N
FS1+Fa1＞FS21松边
作轴承总轴力：FA1FS197506NFA2FS2+Fa12838N
查：e037FA1FR1033＜e x11y10FA2Fr2066＞e：x404y41
计算量动载荷：P115*（1*345987）438777N
P215*（04*326476+1*2838）6215856＞P1
计算轴承寿命Lh16670n（Crp）ε 取：ε103（滚子轴承）
：Lh216670340（63*1036215856）103‵12000h
九键设计
1输入轴：键8x7GBTC型
2齿轮：键14x9GBTA型
3输出轴：键12x7GBTC型
查机械设计 [σp]120Mpa 强度条件：4Tdhl≤[σp]
校键1：σ04Tdhl4*202000（32*7*（365））1163Mpa＜[σp]
键2：σ04Tdhl4*771000（65*9*（6318））9585Mpa＜[σp]
键3：σ04Tdhl4*771000（50*7*（638））11215Mpa＜[σp]
键均符合求
十润滑密封
1齿轮润滑
采浸油润滑单级圆柱齿轮减速器速度ν<12msm<20 时浸油深度h约1齿高10mm
2润滑油选择
齿轮轴承种润滑油较便利考虑该装置型设备选GB44389全损耗系统油LAN15润滑油
3密封方法选取
选凸缘式端盖易调整采闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封密封圈型号装配轴直径确定轴承盖结构尺寸定位轴承外径决定
十设计结
次关带式运输机单级圆柱齿轮减速器课程设计真正理联系实际深入解设计概念设计程实践考验提高机械设计综合素质处通两星期设计实践机械设计更解认识工作坚实基础
1机械设计机械工业基础门综合性相强技术课程融机械制图机械设计基础工程力学机械制造体学科知识融会贯通更加熟悉机械类知识实际应
2次课程设计培养理联系实际设计思想训练综合运机械设计关先修课程理结合生产实际反系解决工程实际问题力巩固加深扩展关机械设计方面知识等方面重作
3次课程设计程中综合运先修课程中学关知识技结合教学实践环节进行机械课程设计方面逐步提高理水构思力工程洞察力判断力特提高分析问题解决问题力专业产品设备设计宽广坚实基础
4次设计指导老师细心帮助支持衷心感谢老师指导帮助
5设计中存少错误缺点需继续努力学掌握关机械设计知
十二参考文献
[1] 杨桢程光蕴 李仲生机械设计基础第五版北京高等教育出版社2005
[2] 王慧吕宏机械设计课程设计 北京学出版社2011
F770N
V13ms
D250mm
Pw1078KW
η087
Pd124KW
nW10695rmin
Ped 22kW
nm1430rmin
i1337
i减418
nⅠ44688 rmin
nⅡ1069 rmin
nⅢnⅡ1069rmin
PⅠ119kW
PⅡ113kW
PⅢ110kW
TⅠ2543N·m
TⅡ10095N·m
TⅢ9827N·m
Pc1488kW
dd171mm
dd2228mm
V528ms
a0 300mm
L0110891mm
Ld1120mm
a305545mm
α1150560
Z2
FQ60943N
T125x104N·mm
d170mm
z130
z2123
m0225mm
a180mm
β≈17°
d17059mm
d228941mm
b2 80mm
b1 85mm
v 126ms
[σbb1]490 Mpa
[σbb2]410 Mpa
d17059mm
d228941mm
a180mm
B185mm
B280mm
m225
d1min152mm
d2min241mm
d230mm
L160mm
dII
III35mm
LIII58mm
dⅢⅣdⅥⅦ40mm
lⅥⅦ22mm
dⅣⅤ45mm
lⅣⅤmm76mm
h45mm
dⅤⅥ47mm
lⅤⅥ7mm
lⅡⅢ78mm
a18mm
lⅢⅣ42mm
b x h14x9
d120mm
LⅠⅡ58mm
dⅡⅢ228mm
dⅡⅢ25mm
LⅡⅢ70mm
dxDxB25x52x15
dⅢⅣdⅦⅧ25mm
LⅢⅣLⅦⅧ20mm
dⅣⅤ30mm
dⅣⅤdⅥⅦ30mm
LⅣⅤLⅥⅦ12mm
dⅤⅥ48mm
LⅤⅥ85mm
bxh8x7
Ft2698N
Fr2266N
Fa2213N
F1H349N
F2v140N
F1V405N
M2v532 N·m
M1v1539 N·m
M1H1326 N·m
T2652 N·m
M1963 N·m
Me217 N·m
d15mm
FR3345987N
FR4500366N
FS3115329N
FS4166789N
FA3115329N
FA4329685N
P3518981N
P4794747
Lh21303597751h
FR3292518N
FR4326476N
FS197506N
FS2108825N
FA197506N
FA22838N
P1438777N
P26215856
Lh2
σ011163Mpa
σ029585Mpa
σ0311215Mpa
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