机械设计课程设计说明书

1、结果设计计算及说明一、设计任务书1.1传动方案示意图1.2原始数据表1 ：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D( mr)70001.14001.3工作条件两班制，使用年限为8年，连续单向运转，载荷较平稳，小批量生产, 运输链速度允许误差为链速度的 5%1.4工作量1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算;2、传动零件的设计计算；3、轴的设计计算；4、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；5、键联接和联轴器的选择及校核；6、减速器箱体，润滑及附件的设计；7、装配图和零件图的设计；8、设计小结；9、参考文献；二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1电动机的选择

2、1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电 压交流380乂2、电动机容量选择：(1) 工作机所需功率 Pw=FV/1000=7.7KwF- 工作机阻力v- 工作机线速度(2) 电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为巳=几/二二为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即厂 12 23 3 4 5 =0.8411-联轴器效率取0.992-滚动轴承传动效率取0.993-圆锥齿轮传动效率取0.954-圆柱齿轮传动效率取0.975-卷筒效率取0.96巳=巳/ t= 9.156kw(3) 确定电动机的额定功率Ped因载荷平稳，电动机额定功率 Ped略大于Pd即可。所以可

3、以暂定电动机的额定功率为11kw3、确定电动机转速卷筒工作转速nw=60X 1000V/ n D=53r/min由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速F=7000NV=1.1m/sPw=7.7Kw二=0.841Pd =9.156k wRd=11kwnw=53r/m in的可选范围为 nd1 nd2=(10-25 ) nw =(530 1325)r/min。选型电动 机为Y160L-6可见同步转速为750r/min ,1000r/min 的电动机都符合。综合考虑 电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑， 决定选用同步转速为1000r/min的电

4、动机。选定电动机型号为丫160L-6 其主要性能如下表：表2:电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/mi n)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160L-6119702.02.02.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1、传动装置总传动比i = n m / nw=970/53 = 18.32、分配各级传动比i1=3 .9i2 = 4.692对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般 可取i0.25i，最好使高速级锥齿轮的传动比ii3，当要求两级传动 大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取h =3.54故取ii=3.9，i2 =4.6922.3计算传动装置的

5、运动和动力参数1、各轴的转速(各轴的标号均已在图中标出)n = nm /i0=970r / minn =970nn =248.7门卷=n皿=53r/m inP =9.064PH =8.525Pii =8.187nn = n /i 970/3. 248.7 r/ minn = nn / i2 =53r/min= n =53r/m in2、各轴输入功率P =巳 1 =9.064kwP = P- 2 3 =8.525kwP .2 4 =8.187kw隆=2 =8.024kw3、各轴转矩Td =9.55 106 Pd / nm = = 9.01 104T =Td 讦4T =2 35 丁1口=丁匸2口2

6、 汉106T卷二 T 1 2 6P卷=8.024Td =9.01 104T =8.92 104T =3.27 105T =1.47 106T卷二 1.45 106将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴1中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min ）970970248.75353功率（kw）9.1569.0648.5258.1878.0249.01 048.92 疋 1043.271.47 疋 1061.45转矩(N.mm)X105X106传动比13.94.6921效率n0.990.940.960.98ZeKT1& 】丿嗚(1-0.5%)2小齿轮：40Cr（调质）2

7、80 HBS大齿轮：45 钢（调质）240 HBS 7级精度Z1 =24Z2 = 94ZE =189.8-H Iim1 二 600 匚 H |im2 =550N1 二2.235 109N2 二5.730 108Khn 1 = 0.93三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率P=9.064kw（略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转 速为：n- =970r/min,大齿轮的转速为 n- = 248.7r/min ， Ti =8.92 104 N.mm传动比i =3.9，由电动机驱动，工作寿命8年（设每 年工作300天），两班制，连续单向运转，载荷较平稳。1. 选定齿轮类

8、型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制 JB11060,齿形角:=20，齿顶高系数ha* =1，顶隙系数C* =0.25,螺旋角=0：，不变 位。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS大齿轮 材料为45刚（调质），硬度为240HBS二者材料硬度相差40HBS（4）、选小齿轮齿数 乙=24,大齿轮齿数Z2 =3.9X24 = 942. 按齿面接触疲劳强度设计公式：d1t2.92（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数ZE =189.8MPa2。2） 按齿面的硬度查得

9、小齿轮的接触疲劳强度极限；Hlim1 =600MPa，大 齿轮的接触疲劳极限匚円问2 =550MPa3）计算应力循环次数小齿轮：N1 =6 0n 1jLh =60 970 1 （2 8 300 8）=2.235 109大齿轮：2 =也=5.730 108i14）查得接触疲劳寿命系数Khn 1 = 0.93KHN 2 = 1045）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1,应用公式（10-12 ）得:二 H h =心“门计 / S = 0.93 600 =558MPaK hn 2 = 1.04厂 H h = 558二 h】2 =572二h2 =KHN2Gm2/S =1.04 550 =

10、572MPa（2）计算试选Kv =1.2，查得Ka =1.0,K -；.=1,K，1.5 1.25=1.875所以，K =Ka K_ Kv K?1.0 1.2 1 1.875 =2.251）试算小齿轮的分度圆直径，带入L_-h 1中的较小值得 g.92|3hr86.195mm计算圆周速度Vv *5 m/s = 4.38m/s600002）计算载荷系数。根据v=4.38m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv = 1.13 ； 直齿轮，Kh：. = Kf = 1;由表10-2查得使用系数KA =1;Kh ：二1.875故载荷系数K =KaKvKh：Kh，2.12按实际的载荷系数校正所得的分

11、度圆直径为1 K12 12Kv =1.13K H - K F .二 21；Ka =1；Kh 1.875K =2.12d1 =84.502mm4 =d1t386.195 384.502 mm3）计算模数mm =84.502/24 = 3.52mm3.按齿根弯曲强度设计4KTMaYSar(1 -0.57)2乙宀21二（1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe1 =500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度 CE2 =380MPa2）由图10-8取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 =0.83, KfN2 =0.873）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有

12、10-22得二Fh = Kfn1；- fe1 = 296.43MPaSK FN 2 口 FE 2P2二 236.14MPaS；FE1 = 500fE2 = 380K fn 1 = 0.83K fn 2 二 0.87296.43匸 F2 =236.144) 计算载荷系数K. K =2.125) 节圆锥角、 1 0 arctan 14.381K 二 2.126）当量齿数Zv1Z 25_cos r25Zv2Z2= 379cos 2u查取齿形系数7)由表 10-5 查得 YFa1 =2.62 ； YFa2 =2.06YFa1 二 2.62冷2 二 2.068）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YS

13、a1 =1.59 ； YSa2 =1.979）计算大小齿轮的,并加以比较 cos、2 = 205NFa2 二 Ft2 tan ： sin、2 = 810N圆周力Ft1、Ft2，径向力Fr1Fr2及轴向力Fa1、Fa2的方向如下图所示n7.二 248.7r/mT 0.07d，故取h=4mm则轴环处的直径为 d3 4 = 55mm。3） 已知圆柱斜齿轮齿宽B85m m,为了使套筒端面可靠地压紧端 面，此轴段应略短于轮毂长，故取 L心=80mm。4）齿轮距箱体内壁的距离为 a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距 离为c = 20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离 s=8mm。则取 J 工

14、=54.25mmL34 =20mm L5 = 54.25mm综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L54.2560208054.25D4047554740（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 d2由机械设计（第八 版）表6-1查得平键截面b h =14mm 9mm，键槽用键槽铣刀加工， 长为50mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮H7毂与轴的配合为m6 ;圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按d4-5由机 械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h =14mm 9mm，键槽用键 槽铣刀加工，长为 70mm同时为保证齿轮与轴配合有良好的对

15、中性，H 7故选择齿轮轮毂与轴的配合为 m6 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡 配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30308型的支点距离a=19.5mm 所以轴承跨距分别为 L仁62.25mm L2=94.5mmL3=72mn做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面 为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =4231NFnv1 = 49.7NFnh 2 =6189NFn

16、v2 = 2896.7N弯矩MMh1 = -263380N.mmMH2 = _446332N.mmMv1 = -3094N.mmMv2 =112331N.mmMv3 =127007 N .mmMv4 = 208563N .mm总弯矩M =4463322 +2085632 =501451N.mm扭矩TTfy=327000N.mm&按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为0.1 47355014512(327000X0.6)2=5i.86MPa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1 杳得卜1 = 60

17、MPa, ；ca ： L.- 4 1故安全。4.3输出轴（山.轴）的设计1、求输出轴上的功率PIii、转速nm和转矩T川Rii =8.187kw nm =53r/mi nTiii =1470000N.Mm2、求作用在齿轮上的力已知大斜齿轮的分度圆直径为d = mz = 377.21mm而 Ft =2% =2 灯47000%? 21 =7794NFrFt.tan20 cos： =2924N巳=Ft.ta n 1 =1943N圆周力Ft、径向力Fr及轴向力Fa的方向如图6所示F-(bMviJ亞乂山(ILl Mvar图&弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr

18、（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 =100，得dmin 朴。3 i1003.8.187 nm 53=53.66mmR” =8.187 nm =50Tiii= 1.47 106d = 377.21Ft = 7794NFr = 2924NF 严1943NA0 =100 dmin 二 53.66输出轴的最小直径为安装联轴器的直径d12，为了使所选的轴直径Ka=1.3Tea =1911000d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算 转矩Tea = KaT，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小， 故取 Ka J.3，则Tea 二 KaT =1.3 1

19、470000 = 1911000N.mm查机械设计 课程设计表13-1选Lx4型弹性柱销联轴器其工称转矩为 2500N.M半 联轴器的孔径d1 =55mm，所以取d =55mrp半联轴器长度L=112mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm4、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7） 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，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2 =62mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配 合的毂孔长度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1段的长度应比L1略短些，现取l 82mm。2

20、）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力， 故选用单列 圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 d62mm，由机械设计课程设 计表12-4中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30313,其尺寸为 d D T =65mm 140mm 36mm，d3 二 d7 =65mm，因而可以取I3 =36mm。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表12-4查得30313型轴承的定位轴肩高度da=77mm，因此取d4 =77mm2） 轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为80mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取I6 =76mn齿轮的轮毂直径取

21、为70mn所以d6 =70mm。齿轮的右端采 用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d，故取h =6mm，则轴环处的直径 为 d5 =82mm。轴环宽度 b J/h，取 =12mm。3）承端盖的总宽度为20mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离I =30mm 故 12 = 50mm4）轮距箱体内比的距离为a=16mm大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm可求得 I7 =64mm|4 =97mm表8、轴尺寸尺寸1234567L82503697127664D55626577827065（3）轴上的周向

22、定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按d6 =70mm由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面b h = 20mm 12mm，键槽用键 槽铣刀加工，长为63mm同时为保证齿 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 H 7 ；同样半联轴器与轴的连接，选用平n 6键b h I =16mm 10mm 70mm，半联轴器与轴的配合为 H 7，滚动k6轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6）（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45 ,轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310

23、型的 支点距离 a=29mm 所以作为简支梁的轴承跨距分别为Lj =71mm, L? =156mm , L3 =120mm。做出弯矩和扭矩图（见图 6）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 = 3547NFnh2 =4247N= 3942NFnv2=1018N弯矩MM h = 25187N.mmMV1 = 279882N .mmMV2 = -86578N.mmM1 =j2518372 +2798822 =376505N.mm总弯矩M2 =j2518372 +865782 =266304N.mm扭矩TT3 = 147

24、0000N.mm&按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应 力，取=0.6，轴的计算应力0.1 703M2 5)23765052(1470000X0.6)2 =27.96MPa前已选定轴的材料为40Cr （调质），由机械设计（第八版）表15-1 查得，；J =70MPa %a故安全。五、轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为d xDxT =40mmx90mm25.25mm，轴向力FaFaFa=222N，e = 0.35 ，丫=1.7;丄 兰 e,X=1,Y=0;丄 e,X =

25、 0.4,Y =1.7 FrFr表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 =1230NFnh 2 = 3690NFNV1 = 362NFnv2 =1230N贝则Fr1 =1282N, Fr2 =3890NrmiFr11282贝y Fd1 =377 N2Y 2 心.73890Fd2 =1144N2X1.7贝 UFa1 =Fa +Fd2 =222 +1144 =1366N口, Fa1 1366则亠=M=1.07eFr1 1282Fa21144=0.294 c eFr23890则 Pr1 =XFr1 +YFa1 =0.41282+1.71366 = 2835NR2 =Fr2 =3890N计

26、算轴承的基本额定寿命：10Lh6=90900 3 =6.2705hL46080h60n iP 丿 60 汉 970 i 3890 丿故合格5.2中间轴滚动轴承计算初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30308，其尺寸为d DT二40mm 90mm 25.25mm，轴向力Fa = 2029 N , e = 0.35 ，丫=1.7;e ,X=1,Y=0;、e, X = 0.4, Y = 1.7FrF r载荷水平面H垂直面V支反力FFnh 1 =4231NFnv1 = 49.7 NFnh 2 =6189NFnv2 = 2896.7N表11、支反力则Fr1 =4231N,

27、Fr2 =683Fr14231贝V Fd1 = = 1244 N2Y 2 1.7Fd6833 =2010N2 1.7则 Fa1 =Fa Fd2 =1219 2010 = 3229N则电=竺9 =o.763Fr14231Fa2Fr220106833=0.294 : e则Pr1 二 XFr1 YFa1 =0.4 4231 1.7 3229 = 7181.7NR2 二Fr2 =6833N10，90900 V =3.1705hLhF = 46080h计算轴承的基本额定寿命：106106 iC 弋60n Ip 丿 60 汉 248.7 eFr2 4367贝V Pr1 =XFr1 +YFa1 =0.4X5

28、303+1.7X3503 =8076 NPr2 =XFr2 +YFa2 =0.4 汉 4367 +1.7 汉 1560 =4399N计算轴承的基本额定寿命：10程佟亘9F=1.00506hLhI6080h60n IP 丿 60 沃53 18076 丿故合格六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l = 10mm 8mm 50mm,接触长度I丄50 -10 =40mm,键与轮毂键槽的接触高度 k = 0.5h = 0.5 8 = 4mm3键联接的强度：二 p=2T 10 = 2 89200 =37.17MPa ：匚 p TloMPa p

29、 kld 4 疋 40 汉 30p故单键即可。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l =10mm 8mm 56mm，接触长度r=56-10=：46mm，键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.5 8 = 4mm3则键联接的强度为：；p=2T 10 = 2 892000Mpap kld 4 汉 46 汉 35 p故合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l -14mm 9mm 50mm，接触长 度|、56-14 =42mm,键与轮毂键槽的接触高度 0.5 4.5mm。则 键联接的强度为：；p=2T 101 2 327000 十 p

30、=110MPakld 4.542X47故单键即可。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为 b h l = 14mm 9mm 70mm，接触长 度|J70-14=56mm,键与轮毂键槽的接触高度 k =0.5h =4.5mm，联3接的强度为 S =2T 10 - 2 327000 -55.21MPa 十 p=110MPap kld 4.5 汉 56 汉 47p故单键即可。故合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为 bx hx 1 _16mmx10mmx70mm,接触长 度= 7016 =54mm,键与轮毂键槽的接触高度k = 0.5h = 5m m。贝U键 39T姑门3联接的强度为：p=108MPa cgp =110