机械设计课程设计说明书完整版.docx

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机械设计课程设计说明书完整版

机械设计课程设计原始资料

、设计题目

热处理车间零件输送设备的传动装备

二、运动简图

D

-■

1—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带

三、工作条件

该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年（每年按300天计算），输送带的速度容许误差为^5%.

四、原始数据

滚筒直径D（mm）:

320

运输带速度V（m/s）:

0.75

滚筒轴转矩T（N•m）:

900

五、设计工作量

1减速器总装配图一张

2齿轮、轴零件图各一张

3设计说明书一份

六、设计说明书内容

1.运动简图和原始数据

2.电动机选择

3.主要参数计算

4.V带传动的设计计算

5.减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

6.机座结构尺寸计算

7.轴的设计计算

8.键、联轴器等的选择和校核

9.滚动轴承及密封的选择和校核

10.润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法

11.齿轮、轴承配合的选择

12.参考文献

七、设计要求

1.各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计

2.在指定的教室内进行设计.

电动机的选择

、电动机输入功率Pw

60v

2二Rn

600.752

23.140.32

=44.785r/min

9550

90044.785

9550

=4.219kw

、电动机输出功率Pd

其中总效率为

二滿轴承齿轮联轴滚筒=0.960.9930.9720.990.96=0.833

Pd上=083k5.083kw查表可得丫132S-4符合要求，故选用它。

Y132S-4（同步转速1440nmin，4极）的相关参数

表1

额定功率

满载转速

堵转转矩额定转矩

最大转矩额定转矩

质量

5.fkw

1440r/min

2200Nmm

2300Nmm

68kg

二.主要参数的计算

、确定总传动比和分配各级传动比

传动装置的总传动比i总二皿回032.15

nw44.785

查表可得V带传动单级传动比常用值2~4,圆柱齿轮传动单级传动比常用值

为3~5,展开式二级圆柱齿轮减速器i^1.3~1.5i2。

初分传动比为5带=2.5，1=4.243i2=3.031

、计算传动装置的运动和动力参数

本装置从电动机到工作机有三轴，依次为I，川轴，则

1各轴转速

nm1440/-

ni576r.min

iv带2.5'

nn=n=-^76=135.753min

ii4.243rh135.753.“j■

n皿一44.288min

i23.031

2、各轴功率

R=巳oi=Pv带二5.50.96=5.28kw

Ph=RSh=R汉"轴承宀齿轮=5.28汉0.99汉0.97=5.070kw

Pm=Pn一皿二Pn轴承齿轮二5.0700.990.97=4.869kw

3、各轴转矩

P55

Td=9550-=955036.476Nm

nd1440

TI=TdiV带oi=36.4762.50.9^87.542Nm

Th=TiiJih=87.542汉4.243汉0.99汉0.97=356.695Nm

Tm-Tni2一m=356.6953.0310.990.97=1038.221Nm

表2

项目

电机轴

高速轴

I

中间轴一

低速轴m

转速（r/min）

1440

576

135.753

62.706

功率（kw）

5.5

5.28

5.070

4.869

转矩（NLm）

36.476

87.542

356.695

1038.221

传动比

2.5

4.243

3.031

效率

0.96

0.96

0.922

三V带传动的设计计算

、确定计算功率Pea

查表可得工作情况系数kA=1.2

故Pea=kAP二1*25.5=6・6kw

、选择V带的带型

根据Pea、n,由图可得选用A型带。

、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1、初选小带轮的基准直径dd1

查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1=90mm

2、验算带速v

按计算式验算带的速度v曲901440=6.782m；s

60000060^1000

因为5m/scv<30m/s故此带速合适。

3、计算大带轮的基准直径dd2

按式（8-15a）计算大带轮的基准直径dd2

表8-8，圆整得

dd2二224mm

4、确定V带的中心距a和基准直径Ld

（1）按计算式初定中心距a^500mm（0•，dd2®a0乞21（^cl2））

（2）按计算式计算所需的基准长度

22

c兀…,x（dd2—ddi）兀（224—90）2

4a°

Ld0：

2玄-（dd1dd2）咚巴2430—（90224）

24a024x430

=1364mm

查表可选带的基准长度Ld=1400mm

（3）按计算式计算实际中心距a

LdLd0

-（430

1400-1364）mm.

2

448mm

中心距的变化范围为427mm490mm。

5、验算小带轮上的包角

・57Q■・5723

-180-dd2-dd1180°-224-90163—120

a448

6、计算带的根数

（1）计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n=1440r/min查表可得P0=1.064kw

根据n=1440r.min,i=2.7和A型带，查表可得.：

P0=0.169kw、k：

.=0.956、kL二0.96。

故Pr=P0P0kkL二1.0640.1690.9560.96=1.132kw

（2）计算V带的根数Z

■z=Pca665.830故取V带根数为6根

Pr1.132

7、计算单根V带的初拉力的最小值F。

min

查表可得A型带的单位长度质量q=0.10kgm

（F0500（2.5_匕）巳a+qv2=（500（2.50.9566.£0.16.782n=136

0mink：

.Zv0.95666.782

应使带的实际初拉力F0>（F0）min

8、计算压轴力Fp

压轴力的最小值为

Fpmin二2ZF0min

sin26136sin

163

2

二1614

四减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算

、高速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择：

查表可选择小齿轮材料为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40HBS

（4）选小齿轮齿数Z1-20，大齿轮齿数Z2=4.24320=85，取Z^85

（5）选取螺旋角，初选螺旋角1=14

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

d1t

2kt「u_1

"d；：

.u

ZhZe

I-H1

（1）确定公式内的各计算数值

1试选kt=1.6，由图10-26v=0.740，；：

.2=0.820则有：

二；•：

2=1.560

2小齿轮传递转矩T1=87.542NLm

3

查表10-7可选取齿宽系数叮“1

查图10-30可选取区域系数Zh=2.433

1

4查表10-6可得材料的弹性影响系数Ze=189.8MP?

。

5查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限

-hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2=550MPa

6按计算式计算应力循环次数

叫=60qjLh=605761283005=8.294108

N2

8.294108

4.243

8

=1.9510

7查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1=1.02，kHN2=1.12

8计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%安全系数S=1，按计算式（10-12）得

lcH1二kHN"Hlim1=1.02600=612MPa

S

kH]2二kHN2”Hlim2=1.12550=616MPa

S

‘r1上H2612616

l；「H12614MPa

22

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径

d1t，由计算公式得

3

」、|2沢1.6><87.542<10005.24（2.433汉189.8"2“心g兰J乂——I=50.07mm

Y1^1.5604.24J614丿

2计算圆周速度

=1.509ms

^d1tn1兀汉50.07汉576

v=

601000601000

3计算齿宽b及模数mnt

b=:

-：

Jdd1t=150.07=50.07mm

mn/j^」。

.07cos14=2.429mm

一20

h=2.25trnt=2.252.429mm=5.466mm

50.07

5.466

9.16

4计算总相重合度L

；，0.31&：

」dZ1tan：

=0.318120tan14=1.586

5计算载荷系数k查表可得使用系数kA=1，根据1.509ms，7级精度，查表10-8可得动载

系数kV".07,由表10-4查得K」的值与直齿轮的相同，为1.419

kF*1.350，心.第：

kF.空14

故载何系数k=kakv©一心：

=11.071.41.419=2.126

6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

dr=d1t

=45.814

7计算模数mn

acos：

55.046cos14

mn-2.671mm

乙20

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式（10-17）试算即

T：

Yc2o0$YSa

"dZj；：

.阳1

（1）确定公式内的各计算数值

1、计算载荷系数

k=kAkvkF*F，11.071.41.35=2.022

2根据纵向重合度…=1.586，查图10-28可得螺旋角影响系数丫］二0.88。

3查图可选取区域系数ZH二2.433，二0.795，；：

.4二0.875则有

呂=%+£=1.67

4查表取应力校正系数丫站=1.569，丫述=1.783。

5查表取齿形系数YFa1=2.724，YFa2=2.194。

（线性插值法）

6查图10-20C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限cFE^500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE2=380MPa。

7查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.87，kFN2二0.90

8计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，按计算式（10-22）

计算得

I-F1二

kFN1'-FE1

S

0.87500

-1.4

-310.714MFa

'>f

kFN2、-FE2

S

0.90380

1.4

=244.286MFa

9计算大、小齿轮的上季并加以计算

2.7241.569

310.714

=0.014

2^^.0.016

244.286

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

mn—

22.02287.54210000.88cos214：

¥仆20「1.586

0.016=1.979mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强

度计算的法面模数，故取mn=2mm,已可满足弯曲强度，但为了同时满足

接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径

应有的齿数，于是有

d1cos：

55.046cos14

乙26.705

mn2

取Z1=27，贝UZ2=i1Z^4.2432^115

d^i=55.046mm来计算

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

Z1Zmn

2cos:

271152

=146.347mm

将中心距圆整为a=147mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

r0+Z2）mn（27+115洱「

=arccosarccos=14.986

2a2汇147

因［值改变不多，故参数；：

.、k>Zh等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

di

二乙mn

COS:

272

cos14.986

二55.901mm

d2

=Z?

mn

COS:

1152

cos14.986

=238.099mm

（4）计算齿轮宽度

b=：

：

"•!

=155.901=55.901mm

圆整后取B1=55mm,B2=60mm。

、低速级齿轮

1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。

（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮（或大齿轮）的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为52HRC大齿轮材料为45钢（调质），硬度为45HRC.

（4）选小齿轮齿数Z3=23，大齿轮齿数

乙二233.031=70.924：

70

（5）选取螺旋角，初选螺旋角1=14

2、按齿面接触强度设计，按计算式试算即

d3t■-

2ktT2u'_1

4；：

.'u'

ZhZe

（1）确定公式内的各计算数值

1试选kt=1.6

2小齿轮传递转矩T2=356.695m

③查表10-7可选取齿宽系数叮5=1

查图10-26可选取区域系数

Zh=2.433，=0.765，；「0.870贝U有

1

4查表可得材料的弹性影响系数Ze=189.8MP：

。

5查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim3=600MPa，大齿

轮的接触疲劳强度极限；「Hlim4=550MPa

6按计算式计算应力循环次数

N^60n>jLh=60135.7531283005严1.955108

N4

1.955108

3.031

=6.450107

⑦查图可选取接触疲劳寿命系数-HN3=1.12，kHN4=1.18o

⑧计算接触疲劳许用应力

取失效概率为1%安全系数S=1,于是得

k

^^二匸伐600=672MPa

!

>h4

—•:

|-

HN4Hlim4=1.18550=649MPa

672649=660.5MPa

（2）计算相关数值

①试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得

d3t-

抄呼⑹二叽4^x卜433]189.8]2.76.848mm

3.031660.5

11.67

②计算圆周速度

二datn

v

601000

「76.848135.7532546ms

601000

3计算齿宽b'及模数mnt'

b'二：

」dd3t=176.848=76.848mm

mnt

d3tcos：

_76.848cos14

Z3「23

=3.240mm

h'=2.25mnt'=2.253.240=7.29mm

廿=76.848h'一7.29

=10.54

4计算总相重合度L'

；：

'=0.318：

」dZ3tan：

=0.318123tan14=1.824

5计算载荷系数k

查表可得使用系数kA』，根据v^0.546ms,7级精度，查表可得动载系

数kv'=1.04，kH/=1.425，kF；=1.36，k^?

-k^?

-1.4

故载荷系数k^kAkv'k^.'kH；=11.041.41.424=2.075

6按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得

^=76.8483

kt

2.°75=83.804mm

1.6

3

d3=d3t

7计算模数m

23

dsCOsP83.80^cos14o-o_g'-3.535mm

Z

3

2k'TY'COs2PYY

Sa（

4Z32：

'匕f1

3、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即mn'z2PCOsYFaYs

（1）确定公式内的各计算数值

①计算载荷系数

k'二kAkv'kj.'kFJ=11.041.11.36=1.556

②根据纵向重合度=1.824，查图可得螺旋角影响系数YJ=0.88o

3计算当量齿数

Zv3二-!

^=25.178

cosPcos14

ZV4--76.628

cosPcos14

4查表可取齿形系数诈詣=2.616，YFa4=2.227。

5查表可取应力校正系数匕=1.591，Ysa4=1.763o（线性插值法）

6查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二fE3=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强

度极限匚FE4=380MPao

7查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3=0.90，kFN4=0.93。

8计算弯曲疲劳许用应力

l-F3=0.9°500=321.429MPa

取弯曲疲劳安全系数S=1.4，按计算式计算

1.4

1.4

"泊0.93380=252.42制巳

9计算大、小齿轮的上七'并加以计算

F1

YFa3Ysa32.6161.591

321.429_0.013

YFa4Ysa42.2271.763

252.429

二U.UI6

大齿轮的数值较大。

（2）设计计算

12321.635

mn'-[2「556356.69\10000°88cos2140.0心2.572mm

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲

劳强度计算的法面模数，故取mn、3mm,已可满足弯曲强度，但为了同时

满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3二83.804mm来计

算应有的齿数，于是有

d3cos：

83.804cos14

Z3327.105

3mn3

取Z3=26，贝U乙=区3=3.03128=84.86885

4、几何尺寸计算

（1）计算中心距

.Z3Z4mn'28853

a'174.689mm

2cosP^cos14

将中心距圆整为a、175mm。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角

2a'

―arccos乙乙⑺’=arccos空竺3二14.403。

2x175

因'■'值改变不多，故参数；一.'、k；、Zh'等不必修正。

（3）计算大、小齿轮的分度圆直径

Z3mn'

28x3

cos:

'

cos14.403。

Z4mn'

85汉3

cos:

'

cos14.403。

=86.726mm

二263.274mm

d3

d4

（4）计算齿轮宽度

b'i「dd3=186.726=86.726mm

圆整后取B3=90mm，B4=95mm。

五轴的设计计算

、高速轴的设计

1、求作用在齿轮上的力

高速级齿轮的分度圆直径为dd^51.761mm

2T

d1

287542

51.761

=3398N

Fre

tan：

n

cos:

tan20；

cos1421'41"

3398=1275N

Fae二Ftetan一：

=3398tan13.7。

=846N

2、选取材料

可选轴的材料为45钢，调质处理。

3、计算轴的最小直径，查表可取A。

=112

应该设计成齿轮轴，轴的最小直径显然是安装连接大带轮处，为使dz-□与带

轮相配合，且对于直径d兰100mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%然后将轴径圆整。

故取d]_□二25mm。

4、拟定轴上零件的装配草图方案（见下图）

5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度

（1）根据前面设计知大带轮的毂长为93mm故取L；=90mm，为满足大带

轮的定位要求，则其右侧有一轴肩，故取32mm,根据装配关系，定

L…一…-35mm

（2）初选流动轴承7307AC则其尺寸为d汉D汇B=35mm汉80mm>^21mm，

故d…-35mm=d二-段挡油环取其长为19.5mm,则

L._=40.5mm。

（3）川.〔段右边有一定位轴肩，故取d-==42mm，根据装配关系可定

L||!

I」100mm，为了使齿轮轴上的齿面便于加工，取

L=二Li」山5mm，d[』44mm。

（4）齿面和箱体内壁取a=16mm轴承距箱体内壁的距离取s=8mm故右侧挡

油环的长度为19mm则L=42mm

（5）计算可得L1=104.5mm,L^151mm,L^50.5mm、

（6）大带轮与轴的周向定位采用普通平键C型连接，其尺寸为

H7

bhL^0mm8mm80m大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周

r6

向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.

求两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2

带传动有压轴力Fp（过轴线，水平方向），Fp=1614N。

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系

图一

［注］图二中Fae通过另加弯矩而平移到作用轴线上

图三中Fte通过另加转矩而平移到指向轴线

Fr2V15150-Fae-F「e151=0

Fr2V=2163N

Fr1V=Fre-Fr2V-1824N

同理

Fr2H=853N

FriH=Fte—'Fr2H=3398—853=2545N

Fri=；Friv2—FriH2二.1824^25452=3131N

Fr2=Fr2V2-Fr2H、21632853?

=2014N

6、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2

对于70000AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd=0.68Fr

Fd1=0.68Fn=0.683131=2129.08N

Fd2=0.68Fr2=0.682014=1369.52