机械设计课程设计计算说明书文档格式.docx

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1—圆柱齿轮传动

0.97

2—开式圆锥齿轮传动

0.93

3—滚动轴承0.98

各轴间传递效率：

4—弹性联轴器0.99

01一

4=0.99

12=

13=0.9506

23一

34一

34=0.9702

45一

23=0.9114

pd4.44kw

电动机输出功率

3,.58

0.791045

4.44kw

Ped4.5kw

（3）电动机额定功率选择

查机械设计手册，选Ped4.5kw

（4）.确定电动机转速

查课程设计手册表2-1得两级圆柱齿轮传动比范围为i=9~36电机的转速范围nd=i*iz*nw=i296~5184「/min

可选同步转速为1500r/min或1000r/min的电机，现就两种电机方案进行比较，列表如下：

1传动装置总传动比

2分配各级传动比

方案

电动机型号

额定功率kw

电机转速

r/min

电动机质量

传动装置传动比

同步

、卄+［、，

满载

总

Y132S1-2

5.5

3000

2900

80.56

20.14

Y132S-4

1500

1440

表1

由表中的数据可知两个方案均可行，但方案2动比比较小，传动装置结构尺寸较小，因此采用方案2。

选用同步转速1500r/min的丫系列电动机

Y132S-4,其满载转速nm=1440r/min

、计算传动装置总传动比和分配各级传动比

高速级传动比i1，低速级传动比i2通常取i1=（1.1〜1.5）i2

开式圆锥齿轮iz=4减速器传动比ij=10

取高速级传动比i13.3

i23

nm=1440r/min

i=40

113.3

123

实际转速为：

36433.31425.6r/min

立轴的速度误差：

14401425・60011%5%因此，数据选择

合理。

1.各轴转速

nI=1440r/min

三、计算传动装置的运动参数

2•各轴输入功率

3•各轴转矩

4•数据列表

电动机轴为0轴，减速器高速轴为I轴，中间轴为II轴，低速轴为III轴，输出轴为IV轴，V轴为立轴，各轴转速为：

noninm1440r/min

按电动机额定功率

3.3

432

144

432r/min

144rmin

36r/min

Ped计算各轴输入功率即

Ped

5.5kw

015.443kw

Pii

125.18kw

Piii

234.92kw

Piv

344.77kw

454.35kw

0轴：

T。

9550P0

9550

36.48Nm

I轴：

9550Pi9550

5.445

36.11Nm

PII

5.18

II轴：

11451Nm

nii

III轴：

Tin

9550PiIi

95504.92

326.29Nm

n川

PiV

4.77

IV轴：

Tiv

316..34Nm

niv

155

V轴：

9550皿

4.35

1153.96Nm

n||=432r/min

nm=144r/min

1选定齿轮类

型，精度等级，材料

2.选齿轮齿数及螺旋角角

3.按齿面接触强度设计

4.确定公式内各计算数值

项目

电动机轴0

高速轴1

中间轴

低速轴

III

外置轴

主轴V

转速

功率

5.45

4.92

转矩

36.48

36.11

114.51

326.29

316.34

1153.96

传动比

效率

0.99

0.9506

0.9702

0.9114

表2

四、齿轮设计

（一）高速级齿轮传动设计计算两级圆柱齿轮传动。

选定斜齿圆柱齿。

1）材料：

由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质处理）硬度为270-290HBS.

大齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.

2）由于碾砂机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选7级

选小齿轮齿数选小齿轮齿数z125，大齿轮齿数

Z2i1Z13.32582.5取Z?

=83

初选齿轮螺旋角=14°

由设计计算公式进行试算，即d1t（陛卫」^eZhddiH

1）试取载荷系数为Kt=1.6

2）由《机械设计》图10-30取区域系数Zh=2.433

3）由表10-7取齿宽系数d=1.

4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2

5）由图10-26查得：

6）,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

liml

=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限

lim2

=550MPa.

7）应力循环次数

60mLh6014401

N18

16.28410

300810

2.0736109

由10-19取接触疲劳寿命系数HN1

KHN2

0.90

0.95

接触疲劳许用应力：

取失效概率为

1%.安全系数为S=1.

5.设计计算

522MPa

KHNSlim1540MPa

KhN2lim2

则许用接触应力

540

522531.25MPa

1）计算小齿轮分度圆直径

d1t，代入

中较小的值

d1t3

2KtTi1ZeZ

41.42mm

d1t口1

601000

4）计

0.318dz,tan

0.318125tan141.982

5）计算载荷系数K

由表10-2得使用系数KA

根据v=3.12m/s,七级精度等级由图

10-8查的动载系数Kv1.5，

由表10-4查的Kh1.418，由图

10-13查的Kf1.45，

表10-3查得KhKf=1.4

KAKvKhKh11.51.418

1.42.98

6）

按实际的载荷系数校

正所算得的分度圆直径。

6按齿根弯曲强度设计

7.确定公式内的各计算数值

d1d1t3

50.96mm

1.989

1.4

K41.42.

7）

计算模数m

d1cos

1.6mm

由式（10-17）mn

2KT1Y

cosYfYs

1）计算载荷系数

KKAKvKfKf

1.51.4

1.453.045

2）

根据纵向重合度

1.982,

由图10-28查得螺旋角影响系数

0.88

3）

计算当量齿数

Zv1

cos3

cos

27.36

90.86

4）

由表10-5查得齿形系数

2.62,Yf22.215

5）

应力校正系数

Ys11.59,Ys

21.775

由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度

FE1500MPa

查得大齿轮弯曲疲劳强度

FE2

380MPa

8.设计计算

9•几何尺寸计算

7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数小、大齿轮的寿命

取KFN1

KfN2

60mLh6014401

N6.284108

0.85

8）计算弯曲疲劳许用应力，取

FN1

FN2

9）计算

YF1YS1

Yf2Ys2

3008102.0736109

S=1.4，由式10-12得

KN1FE1

KN2FE2

321.43MPa

257.86MPa

YFaYsa

2.621.59

321.43

0.01296

2・2151.7750.01525

257.86

由式（10—5）

得弯曲强度的设计公式为

2KT1YFaYsa

3）23.0453.6111040.88cos214―0.015251他

1251.6

综合考虑，取

m=1.5，按接触疲劳强度算得分度圆直径d1

50.96mm,

50.96cos14

1.5

32.96取为34

Z2i

112.2113

计算几何中心距

（乙Z2）mna

（34

113）

20.97

一113.6mm

10/42

圆整后取中心距a=114mm

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

14.74

因为值改变不多。

故参数K,Zh，a，等不必修正。

（3）

计算大小齿轮的分度圆直径

1选定齿轮类型，精度等级，材料

cos

Z2“ln

341.5

52.73mm

cos卄

取d仁53mm,d2=176mm

1131.5

175.27mm

（4）

计算齿轮宽度

2.选齿轮螺旋角及齿数

dd152.73mm

圆整后取B2=55mm,B1=60mm

（二）低速级齿轮传动设计计算

3.按齿面接触强

度设计

1）1与高速级相同，低速级亦选斜齿圆柱齿轮，

2）7级精度

3）由《机械设计》表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质处理）硬度为270-290HBS.

初选取螺旋角=14°

选择小齿轮齿数为乙=20，则大齿轮的齿数Z2=20360

KRi1ZeZh

ddH

1）确定式中各值

1）试取载荷系数为Kt=1.3

4）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa2.

6）,由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

260厲Lh6.284108

N2丛1.904108i2

由10-19取接触疲劳寿命系数

KHN1

KHN2

0.98

接触疲劳许用应力

取失效概率为1%.安全系数为S=1.

KHN1lim1

540MPa

KHN2lim2

539MPa

540539

则许用接触应力H2

2）计算

（1）小齿轮分度圆直径.

2K/i1ZeZh=

ddiH

539.5MPa

2_1.6_114.513_1（2.433_189.8

11.603（539.5

57.13mm

（2）计算圆周速度

d1m3.1457.13432

60100060000

1.29m/s

（3）齿宽b及模数mnt

bdd1t157.1357.13mm

mnt

d1tcos

57.13cos14

2.77mm

h2.25mnt

2.252.776.2325

b/h9.166

（4）计算纵向重合度

0.318dz1tan

0.318120tan141.58

（5）计算载荷系数K

由表10-2得使用系数KA1，

根据v=1.29m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数Kv1.05，

由表10-4查的Kh1.418，由图10-13查的Kf1.38，

表10-3查得KhKf=1.2

KKaKvKhKh11.051.421.21.7892

（6）按实际载荷系数下的校正分度圆直径

57.133

d1d1t

1789263.55mm

1.3

（7）计算模数m

3.08mm

由式（10-17）mn3.2KT1Y2cos2

\dZ1

YfYs

KKaKvKfKf11.051.38

1.21.7388

2）根据纵向重合度

1.58,

Y0.88

Zv1+21.89

Zv2—3—65.67

由表10-5查得齿形系数Yf1

2.80,Yf22.28

应力校正系数：

Ys11.55,Ys2

1.73

6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度

FE1500MPa

FE2380MPa

N3N266.22710

N4.32.076108

取Kfni0.85

Kfn20.88

8）计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.4，由式10-12得

KN2FE2

425MPa

334.4MPa

9）计算YFaYSa

2.801.55

425

0.01021

YF2YS2

2.281.73

334.4

0.01179

2K「YCOS

2dz1

21.7388114.510.88cos2140.01179

12021.56

1.84

综合考虑取m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径

d363.55mm来

计算应有的齿数

*cos

63.55cos14

30.83取为31

9•几何尺寸计

（Z1Z2）mn

2cos

127.8mm

Z2iZ]33193

（1）计算几何中心距

圆整后取中心距a=128mm

arccos（乙

Z2）mn

14.36

64.00mm

191.7mm

B-i=70mm

（3）计算大小齿轮的分度圆直径

.zm312

coscos

Z2mn932

（4）计算齿轮宽度

bdd163.90mm

圆整后取B2=65mm,

10.齿轮数据列表

7-*^-一齿轮

齿数

113

模数（mm）

1.52

螺旋角（°

）

14.7414.36

分度圆直径

（mm）

176

192

齿宽（mm）

1.求输出轴的输出功率、转速和转矩

五、轴的设计计算及校核

（一）输出轴（轴III）的设计计算及校核

由前面的表2知：

PmPh234.92kw

n,,,n"

432144rmin

i23

2.求作用在齿轮上的力

T,,,9550Pl1195504.92326.29Nm

n川144

低速级大齿轮分度圆直径d4mz4=2x93=196mm

Ft4

2Tiu

3•初步确定轴的最小直径

23.263105

196

3329.5N

Fr4Ft4tan20879.7N

先按式（15—2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质

5.选联轴器，并确定轴的最小直径

dmin

1153154：

处理，根据表15—3,取Ao115于是可得

37.31mm

输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径diii。

为了使所选轴的直

径diii与联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器型号。

联轴器的计算转矩TeaKa「ii。

查表14-1，考虑到转矩变化很小，取

Ka=1.2，则联轴器的计算转矩

TeaKaTm1.2322.63391.6Nm

按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LT7弹性套柱销联轴器，其公称转矩为500Nm。

半联轴器孔径d=40mm,故取diii=40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度

6.轴的结构设计

L1=84mm0

1）拟定轴上零件的装配方案

i—I・I4・—I—

m¥

1】ivriniii

图4轴的结构与装配示意图

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

a）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-U轴段右端需制出一轴

肩，故取U-川段的直径diihi=47mm右端用轴端挡圈固定，按轴

径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I-U段的长度应比Li略短一些，现取Iin=82mm

b）初步选择滚动轴承。

因轴承几乎只受有径向力的作用，故选用单

列深沟球轴承。

参照工作要求并根据diihi=47mm由机械设计手

册，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列深沟球轴承6210,

其尺寸为dDB50mm90mm20mm，因箱体制造误差，在安装滚动轴承时，因距箱体内壁一段距离s，取s=13mm。

故

dhiiv=dviiviii=50mm;

而1川iv=B+s=（20+13）mm=33mm

右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查的6210型轴承的定

位轴肩直径为da=58mm，即diVV=58mm。

c）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVivii=54mm；

齿轮的左端与

左轴承之间采用套筒定位。

已知齿轮轮穀的宽度为B4=90mm，

为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮穀宽度，故取Ivivii=86mm齿轮的左端采取轴肩定位。

轴肩高度h>

0.07d.

故取h=8mm则轴环处的直径dVVI=70mm。

轴环宽度b1.4h,

取lVvi10mm。

d）轴承端盖总宽度35mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外

端面与联轴器左端面间的距离l=15mm,故取11|hi50mm。

e）考虑到齿轮2的宽度B265mm，齿轮2在齿轮4的右侧，取两

者的距离c=16mm;

同时取齿轮2右端面距箱体内侧的距离a=10mm。

考虑到箱体的制造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一段距离s，取s=13mm。

已知滚动轴承宽度B=20mm，则

1ivVB2ca1vVI

（65161010）81mm

lVIIVIII

BsaB4Ivivii

（2013109086）47mm

5.轴上的载荷计算

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度

图5轴各段尺寸

3）轴上零件的定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。

按dviVII由表6—1

查的平键截面bxh=16mmx10mm，键槽用键槽铣刀加工，长

L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6;

同样，半联轴器与轴的连接，选用平键b

xhxL=12mmx8mmx70mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6。

滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，因此轴的直径尺寸公差为m6。

4）确定轴上圆角和倒角的尺寸

参考表15-2,取轴端倒角为1.6x45°

，各轴肩出的圆角半径见图4

6•按弯扭合成校核轴的强度

1.求轴的输出功率、转速和转矩

根据轴的结构图（图4）做出轴的载荷分布图，如图6所示。

由手册中查的

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