机械设计课程设计说明书94882Word格式.docx

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传动方案：

采用带轮和一级减速器减速传动

设计参数：

传送带曳引力F/N

输送带速度

v/（m/s）

输送带滚筒直径D/mm

1500

2.0

500

输送机的转矩大、转速低，故不能直接通过电机带动，因此要通过减速器（选用一级直齿圆柱齿轮）来增大转矩和降低转速，考虑到总的传动比较大，需增加一个带传动来降速。

2.2电动机选择

按已知的工作要求和条件，选用丫型三相异步电机动。

321电动机的功率Pw

Pw=FV/1000=1500X2/1000/0.98/0.79kw=3.87kw

3.2.2总功率总

2

总=!

2345=0.96X0.97X0.92X0.99X0.99X0.94=0.79

1—--V带传动效率

2—闭式齿轮传动效率

3—开式齿轮传动效率

4—滚动轴承传动效率

5—滑动轴承传动效率

3.2.3电动机额定功率Pd

PdPw/总=3.87/0.79kw=4.90kw

2.3传动比分配

2.3.1工作机转速

nw=60X1000XV/（nD）

=60X1000X2/3.14/500r/min

=76.39r/min

2.3.2总传动比

根据手册，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围，v带传动比i产2〜3,取闭式

齿轮传动比i2=3〜5,取开式齿轮传动比i3=4〜6则总传动比理论围为：

i=24〜90

故电动机转速的可选围为：

ndianw

=（24〜90）x76.39r/min

=1833.36〜6875.1r/min

综合考虑：

选取Y100L-2三向异步电动机。

n满=2840r/min

i总=n满/nw=2840/76.39=37

计算及说明

取i2=3,i2=5

则i1=i总/i2i2=37/3/5=2.4

处于2〜3之间，符合要求

2.4.1各级轴的转速

电动机：

n0=门满=2840r/min

高速级：

山=n0/i带=1183.33r/min

低速级：

nn=ni/i2=394.44r/min

滚筒：

n皿=n^/i3=78.89r/min

2.4.2各级轴的输入功率

P0Pd3.87kw

PP0带=2.36X0.96kw=3.72kw

P2P齿轮轴承2=2.27X0.98X0.992kw=3.57kw

滚筒：

P3P,联轴器轴承=2.18X0.99X0.99kw=3.25kw

2.4.3各级轴的转矩

T09550P0/n0=9550X2.36/1420N•m=13.01N•m

T1T。

带i带=15.87X0.96X3N•m=30.02N•m

T2T1齿轮轴承i齿=45.71X0.98X0.992X4.02N•m=86.44N•m

T3T2联轴器轴承i齿带=176.50X0.99X0.99X3X4.02N•m

=393.43N•m

三、传动装置的设计计算

已知：

V带传递的功率为5.5KW小带轮转速为1440r/min，两班工作制。

183N

8、计算压轴力Fp

“159

Fp2zF0sin123183sin1080N

22

9、大小带轮材料为HT150,为简便加工工艺小带轮采用实心式结构，大带轮采用空板式结构

小齿轮的材料为45Cr,调质处理，齿面硬度为280HBS大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度为240HBS

齿轮精度选7级

1、初选齿轮齿数

初选小齿轮齿数为Z1=24，u=i齿=4.02;

大齿轮齿数Z2Z1u=24X4.02=96.48，

取乙=97。

2、按齿面接触强度计算

计算小齿轮分度圆直径

KTu1E

dU

（1）确定公式各数值

1）试选载荷系数：

Kt=1.3

2）小齿轮传递的转矩

「=4.57104N•mm

3）查文献［1］表10-7，选取齿宽系数©

d=10

4）查文献［1］表10-6，得材料的弹性影响系数

Ze=189.8MPa

5）查文献［1］图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限（THlim1600MPa;

大齿轮的接触疲劳强度极限（Thlim2550MPa。

6）计算应力循环次数

N1=60n1jLh

=60X473.33X1X（3X4X300X10）

=1.02109

N22.54108

7）由教材图10-19取接触疲劳寿命系数KhN1=0.90;

KhN2=0.95

8）计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%安全系数S=1

斗岁540MPa

汽皿522.5MPa

（2）计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入［h］较小值。

d1t2.32』印

=2.32『.3***「57104

4.021

4.02

189.8

522.5

=34.76mm

3）

4）

5）

6）

d1=d1t3—

dlt

=34.76x翠1^49=36.37mm

1.3

7）计算模数

m=d1/Z1=36.37/24=1.52mm

3、按齿根弯曲强度计算

2KTYFaYsa

1）确定公式各数值

由文献［1］图10-20C查得：

小齿轮弯曲疲劳强度极限：

①

大齿轮弯曲疲劳强度极限：

1）

FEi=500MPa

FEi=380MPa

2）

由文献［1］图10-18取弯曲疲劳寿命系数

&

N=0.9,KFN2=1.0；

计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数S=1.4

F1T=°

9X500/14=32143MPa

S

=1.0X380/1.4=271.43MPa

YSa1YFa1

=0.013026

YSa2丫Fa2=0.014369

F2

大齿轮的数值大。

（2）设计计算

0.014396

21.4245.71103

dZ1F

I1242

=1.48mm

4、综合考虑，确定最终结果

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的大小取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取有弯曲强度算得的模数1.48并就近圆整为标准值m=2按接触强度算得的分度圆直径di=36.37mm算出小齿轮的齿数：

zidim36.37218.1920

大齿轮齿数：

z2z1i齿204.0280.481

这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根接触疲劳强度,并做到了结构紧凑，避免浪费。

5、几何尺寸计算

（1）

计算分度圆直径

d1z1m20

40mm

d2z2m81

162mm

（2）

计算中心距

ad1d22

40

1622101mm

（3）

计算齿轮宽度

bdd11

取B240mm,B1

45mm

3.4.1大齿轮结构设计

因齿轮顶圆直径大于160mm而小于500mm故以选用腹板式结构为宜。

参考文献［1］图10-39推荐使用的结构尺寸设计：

da2mz222812166mm

D0Da212m166122142mm

D450mm

D31.6D480mm

D1D0D32142802111mm

D20.3DoD30.31428018.6mm

C~0.25B2=0.25X50=10mm

门1〜0.5m=1

r~5mm

齿轮的零件图如下:

Fr1Ft1tan2285.5tan200831.85N

3、初步确定轴的最小直径：

轴的材料选用45钢，调质处理，取A=120（查表15-3）

dmin即安装联轴器到轴的d-□，选Ka1.3

TeaKATi1.345.7159.42N?

m

Tea应小于联轴器的公称转矩

查文献⑸表,选用LT4型号联轴器，其公称转矩：

63N?

m，孔径d120mm,取

di-n20mm,长度L=52mm半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度L1=38mm

4、轴的结构设计

（1）装配方案选用文献［1］图15-22a

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-U轴段右端需要一轴肩，故取U-川段

的直径d口-皿=26mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=30mm半联轴

器与轴配合的毂孔长度L1=38mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，所以I-U段的长度应该比L1略短一些，现取I“=35mm

2）初步选择滚动轴承。

初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6206,尺寸

为dxDXB=30mm62mm<

16mm所以取d皿-即d皿麵=30mm而丨皿™=16mm

右端轴承采用轴肩定位，参考文献［5］得h=4mm因此，取：

d刑-町=30+2X4=38mm

3）W-V段为齿轮轴段d-v=44mm齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。

已知

齿轮轮毂的高度为45mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略大于轮毂宽度，故取I-v=43mm齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>

0.07d，取h=4mm

则轴环处直径dv-刑=42mm轴环宽度b>

1.4h，取Iv-刑=6mm

4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器和轴承端盖的结构设计而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面的距离为

30mm故取I口一皿=50mm

5）取齿轮距箱体壁之距离a=16m（文献［1］图15-21），

取s=8mm已知B=16mm

l皿一即Bsa（45-43）=42mm

l刑-町as-lV18mm

（3）轴上零件的周向定位

半联轴器与轴的周向定位应采取平键连接。

半联轴器与轴的连接，选用平键

H、

为bxhxl=6mnX6mnX28mm配合为一7。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合k6

来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.

（4）确定轴上圆角和倒角尺寸

参考文献［1］表15-2，取轴端倒角为2X45°

，各轴肩处的圆角半径见图。

5、求轴上载荷

L2L3

54.5

109

mm

T

45.7

1N

?

m

Ft

2285.5NFr

831.85N

Fnv

0,

FNV1

FNV2

Fr

Fnh

FNH1

FNH2

F

M1

0，

54.

5Fr

）FNV1

54.5Ft109Fnh20

FnviFnv2514.925n

FNH1FNH21142.75N

•••Mh=1142.75X54.5=62.28N•m

MV=415.92X54.5=22.67N•m

按弯曲合成应力校核

取=0.6

4033

W==6283.2mm

32

W

前已选定轴的材料为45号调质钢，由文献［1］表15-1查得［1］=60MPa因此

ca＜［1］，故安全

£

10

NH2

Pr

4

四、轴的设计计算

高速轴即为以上设计的齿轮轴，下面为低速轴的设计计算

选用45号钢，热处理为调质处理，硬度217—255HBS

1、第三部分已经求出：

P22.18kw，

m2,Z281,d2

421按照扭转强度初步设计轴的最小直径

T2176.50N?

m，n?

117.74rmin

162mm，B240mm）取标准齿轮200。

2、齿轮上的作用力:

2T2

d2

Ft2

176.5010*23

162

2179.01N

Fr2Ft2tan

3、初步确定轴的最小直径:

轴的材料选用45钢，

2179.01tan200793.09N

调质处理，取

A=120（查表15-3）

dmin

12032.18

M17.74

31.75mm

dmin即安装联轴器到轴的dz.□，选Ka1.3

TeaKAT21.3176.50229.45N?

Tca应小于联轴器的公称转矩

查文献⑸表,选用LT6型号联轴器，其公称转矩：

250N?

m,孔径d?

32mm取

di-n32mm,长度L=82mm半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度J=60mm

4.2.2轴的结构设计

1、装配方案选用文献［1］图15-22a

2、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-U轴段右端需要一轴肩，故取U-川段的

直径d口-皿=40mm左端用轴端挡

则轴环处的直径dv刑=50+4X2=58mr，i轴环宽度b>

1.4h=5.6mm,所以取Iv刑=10mm

4）轴承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器右端面的距离为30mm故取I口一皿=50mm

5）取齿轮距箱体壁之距离a=16m（教材图15-21）,取s=8mm

已知B=19mm则：

I皿一即=19+8+16+2=45mmI刑一町=16+8-10=14mm

3、轴上零件的周向定位

齿轮、半联轴器与轴的周向定位应采取平键连接。

按d叩-v由文献［11］表6-1查得平键

截面bxh=14mrH9mn键槽用键槽铣刀加工，长为32mm同时为了保证齿轮与轴有好的对中性，所以选择齿轮轮毂与轴的配合为H7；

同样半联轴器与轴的连接，选用平键为

门6

bxhxI=10mnX8mnX50mm配合为一-。

滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保

k6

证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6.

4、确定轴上圆角和倒角尺寸

4.2.3轴的强度校核

1、求轴上载荷

计

算

及说明

53.5

2107

176.50N?

2179.01NFr

793.09N

0,FNV1

0,FNH1

0，53.

5Fr107FNV1

53

.5Ft107FNH2

-FNV1

396.55N

FNH1

FNH2

1089.51N

•••Mh=1089.51x53.5=58.29N•m

Mv=396.55x53.5=21.22N•m

7、按弯曲合成应力校核

W=——=12271.85mn3

ca二（TJ=9.85MPa

前已选定轴的材料为45号调质钢，由文献［1］表15-1查得［!

］=60MPa因此

五、轴承、键和联轴器的选择

根据条件，轴承预计寿命

Lh=10X300X3X4=36000h

5.1.1低速轴轴承

初选的轴承的型号为6209

查文献⑸表9-1可知：

d=45mm外径D=85mm宽度B=19mm基本额定动载荷cr=25.6kN。

已知n2=117.74r/min,Fr=793.09N

根据减速箱的工作情况可知，两轴承只受径向力的作用，载荷

系数取fp=1。

P=fPfr=793.09N

深沟球轴承&

=3,取温度系数ft=1

.预期寿命足够

=4760770h>

36000h

5.1.2高速轴轴承

初选的轴承的型号为：

6206

查文献⑸表9-1可知:

d=30mm外径D=62mm宽度B=116mm,

基本额定动载荷Cr=15.2KN,已知n!

=473.33r/min,=831.85N

根据减速箱的工作情况可知，两轴承只受径向力的作用，载荷系数取fp=1

p=fpfr=831.85N

、

=3,取温度系数ft

=1。

参考文献[1]1=10ftCr=

106

3

115.2103

60nP60

473.33

831.85

=214823h>

所以强度足够，合格。

1、低速轴：

选用LT6型号联轴器，其公称转矩：

m，孔径d?

32mm,取d-口32mm

长度L=82mm半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度L!

=60mm

2、高速轴:

选用LT4型号联轴器，其公称转矩：

m,孔径d!

20mm,取d“20mm,

长度L=52mm半联轴器与轴配合的轮毂孔的长度L!

=38mm

六、减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算

1、对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度vv12m/s,采用浸油润滑，因此机体需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。

同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距

离H不应小于30-50mm对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递1KW需油量V0=0.35-0.7m3。

2、对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。

这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。

6.2密圭寸的选择确定

由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。

毛毡密封是在壳体圈填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。

毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。

轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。

1、通气器：

由于在室使用，选通气器（一次过滤），采用M18X1.5

2、指示器:

用游标尺M12

3、起吊装置：

采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

4、放油螺塞：

选用外六角油塞及垫片M18X1.5

5、起盖螺钉型号：

GB/T5780M18X30,材料Q235

6、高速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783-86M8X12,材料Q235

7、低速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783-86M8X20,材料Q235

螺栓：

GB5782-86M14X100,材料Q235

6.4箱体主要结构尺寸计算计算及说明

（1）箱座壁厚

=0.025a+1=0.025X101+仁3.525mn取=8

（2）箱盖壁厚

1=0.02a+1=0.02X101+仁3.02mm取1=8

⑶箱盖凸缘厚度

b11.511.5812mm

（4）箱座凸缘厚度

b1.51.5812mm

（5）箱座底凸缘厚度

b22.52.5820mm

（6）地脚螺钉直径

df0.036a120.0361011215.64mn（取16）

（7）地脚螺钉数目

n=4（因为a<

250）

（8）轴承旁连接螺栓直径

d10.75df0.751612mm取12）

（9）盖与座连接螺栓直径

d20.50.6df0.55169mm（取9）

（10）连接螺栓d2的间距

l=150-200mm

（11）轴承端盖螺钉

d3°

.40.5df0.45167.2mm（取8）

（12）检查孔盖螺钉

d40.30.4d