机械设计课程设计说明书

1、机械设计基础课程设计设计计算说明书设计题目：理糖推送机的传动装置设计机械与运载工程学院机自三班设计者：陈磊学 号：20100430302指导教师：刘江南二一三年三月十四日目 录一、设计任务书1二、传动方案修改2三、总体设计计算31. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数（转速、功率、转矩）计算四、蜗轮传动设计计算4五、齿轮传动设计计算5六、齿轮传动设计计算7七、链轮传动设计计算7八、轴系零件设计计算81. 高速轴的设计计算与校核（初估各轴最小直径、受力、弯矩、强度校核、刚度校核等）2. 滚动轴承的选择与寿命校核计算3. 键连接的强度校核计算4. 联轴器的选择九、润滑和

2、密封方式的选择 11十、箱体及附件的结构设计和选择 12十一、设计总结 12参考文献 13一、设计任务书1、设计课题理糖供送机构传动系统如图所示，在原训练课题系统传动方案的基础上，对带传动、蜗杆传动、齿轮传动、链传动重新进行设计计算，并对蜗杆、齿轮传动、主动链轮进行闭式结构设计。设备工作条件为室内工作，连续单向运转，载荷平稳，每日两班，工作8年，车间有三相交流电源。2、设计任务与要求课程设计要求选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对齿轮传动进行设计计算，选择联轴器，对减速器进行结构设计。原始数据：轴执行机构：400W，255r/min轴执行机构：500W，62r/min

3、轴执行机构：100W，60r/min硬齿面标准斜齿轮，焊接箱体。具体任务量要求如下：1) 齿轮减速器装配图一张（A0）；2) 轴类零件和盘类零件图各一张；3）设计计算说明书一份。二、传动方案修改设计过程及计算说明三、总体设计计算1、电机型号选择（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）电动机功率选择：带=0.94 轴承=0.99 齿轮=0.96 联轴器双头蜗杆=0.75 链轮电机所需的工作功率：P0=100÷0.99÷0.96÷0.99÷0.90+400÷0.96÷0.99÷0.96+500÷0.99&#

4、247;0.750.99×0.94 =WPm=1.3）P0= 初步选定Ped=1500W（3）确定电动机转速：按手册推荐的传动比合理范围，圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia6。V带传动比i1=24，双头蜗杆蜗轮i=1430故电动机转速的可选范围为nd=17366120r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=2840r/min 。（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y90S-2。其主要性能：额定功率：KW，满载转速2840r/min，额定转矩2.2N·m。2、分配各级

5、的传动比据轴转速7101420r/min，则蜗杆i=11.523，蜗轮齿数为2346，查机械设计表11-1，取蜗杆头数z1=2，据经验取传动比i=20.5。i带=轴与轴间齿轮传动比i=2840÷2.23÷2554.98（取5）轴与轴之间链传动比i齿轮=3、各轴运动参数及动力参数计算 设电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴。（1）计算各轴转速（r/min）n0=n电机=2840r/minnI=n0/i带=2840/2.231271(r/min)nII=255(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）P0=P工作=KWPI=P0×带=×=KW轴上功率

6、分配蜗杆约为750W，小齿轮约为645WPII=P小齿轮×齿轮=645×0.96=562W（3）计算各轴扭矩（N·mm）T=9550×P/n=9550×/1271=N·mT=9550×P/n=9550×/255=N·mT=9550×P/n=9550×/60=N·mT=9550×P/n=9550×/62=N·m四、蜗轮蜗杆传动设计计算1、选择蜗杆传动类型根据GB/T 10085-1988推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）2、选择材料考虑到蜗杆传动功率不大

7、，速度只是中等，故蜗杆用45号钢，因希望较高的效率、较好的耐磨性，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1，砂模铸造。为节约有色金属，仅轮齿部分用青铜铸造，轮芯用HT100制造。3、按齿面接触强度进行设计 根据闭式蜗杆传动设计准则，先按齿面接触强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度。（1）确定作用在涡轮上的转矩T=9550×/62=N·m（2）确定载荷系数K因工作载荷较稳定，取K=1，查机械设计表11-5取KA=1.15，由于转速不高，冲击不大，取KV=1.05，故K=KKAKV=1.21。（3）确定接触系数Z由机械设计图11-18查得

8、Z（4）确定弹性影响系数ZE因选用的是铸锡磷青铜蜗环和钢蜗轮匹配，故ZE=180Mpa1/2（5）确定许用接触应力根据蜗轮技术要求可查机械设计表11-7基本需用应力H =180Mpa，应力循环次数N=60jn2Lh=60×1×62/20.5×8×365×24=1.27×107寿命系数KHN=81071.27×107H= KHNH（6）计算中心距a31.21×86566×160×2.8174.62取中心距100，因i=20.5，从表11-2中取模数m=4，蜗杆分度圆d1=40mm, d1/a=0.

9、4，由表查得Z'E=2.74，因为Z'Z，以上计算故可用。4、蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸（1）蜗杆轴向齿距Pa=12.57mm，齿顶圆直径da1=48mm，齿根圆直径df1=31.6mm，齿宽b12）+25=67，取68mm，蜗杆轴向齿厚Sa=6.28mm，分度圆导程角11°1836，直径系数q=10。（2）蜗轮齿数Z2=41变位系数x2传动比i分度圆直径da2=mz2=164mm喉圆直径da2=d2+2ha2=168mm齿根圆直径df2=d2-2hf2咽喉母圆半径rg2a2=16mm蜗轮宽度Ba1=0.75×48=36mm轴径d=30mm紧定螺钉外径d

10、05mm，故取d0=5mm，螺钉长度L0=2d0=10mmd1=1.61.8d=4854，取d1=48mmL=1.21.8d=3654，取L=40mm5、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数ZV2=Z2cos341cos11.31°3=43.48，查图11-19得YFa2=2.87，螺旋角系数Y=1-/140°=1-11.31°/140°=0.9192，查表11-18得 =56MPa，许用弯曲应力= KHN =0.97×56MPa=54.32MPa，F=1.53KT2d1d2mYFa2Y=1.53×1.05×86.56640

11、5;164×4×2.87×0.9192=13.982MPaF，故弯曲强度是满足的。五、齿轮传动设计计算1、选择齿轮材料及精度等级根据设计任务要求，齿轮采用斜齿轮硬齿面。据表10-1，选大小齿轮材料为40Cr， 并经调质，表面淬火，齿面硬度为4855HRC，精度等级为七级精度。2、初步选取主要参数取小齿轮齿数Z1=27，由i齿轮=5 ，则大齿轮齿数Z2=135，螺旋角=14° 3、 按齿面接触疲劳强度设计 d1t32KtT1·u±1uZHZE试选Kt=1.6，由图10-30，ZH2.425，由图10-26得1=0.74，2， =1+2=

12、1.56，因为大小齿轮均为硬齿面飞对称布置。所以取dH1=KHN1Hlim1S=0.90×900=810MPaH2=KHN2Hlim2S=0.95×900=855MpaH= H1H2pa其中，Hlim1、Hlim2由图10-21e得900Mpa，KHN1、KHN2由图10-19得分别为0.90、0.95。T1=9550×0.645/1271=4.846Nm。则d1t3×1.6×48460.30×1.56××2.425×189.8832.5V=d1t n160×1000=×22.99&#

13、215;127160×1000=1.529m/s，b=dd1tmnt=d1tcos/z17=mmntdd1tz1由图10-8得Kv=1.09，查表10-3得KH=KF=1.2，查表10-4得KHK=KAKVKHKHd1=d1t3K Kt=22.9931.51.6mn=d1cos/z17=0.809mm4、校核齿根弯曲疲劳强度KF=1.085,KF=1.2,则K=KAKVKFKF由图10-20得FE1=FE2=620MPaF1=KFN1FE1S=0.85×6201.4=376.43MPaF2=KFN2FE2S=0.88×6201.4=389.7MPa查表10-5得Y

14、Fa1=2.97, YFa2=2.21,YSa1=1.52,YSa2=YFa1YSa1/F1=YFa2YSa2/F2(两者中选取较大者)mn32KT1Ycos2Z12YFaYSaF=32×1.4194.846×103×0.88×cos214×0.011990.3×272×1.56=故取mn =1.5mm。综合键的强度限制，浸油深度等要求，取d1=40mm，则d2=200mm，a=（d1+d2）/2=120mm，故取B2=20mm，B1=25mm。5、 大齿轮结构设计根据机械课程设计陈秀宁编，表3-1d=20mm，B=20mm

15、，d2=200mm，da=203mm，d1=1.6d=32mmL=（1.21.5）d=2430B，取24D1=da-10mn=188mmD0=0.5（D1+d1）=110mmd0=0.25（D1-d1）=39mm2=6mm六、带轮设计1、基本参数的确定计算功率：Pc=KAP=1.1×1.5KW=1.65KW，其中查机械设计表8-7有KA=1.1，选V带型号：查机械设计图8-10，由Pc和n0=2840r/min确定选择Z带，由表8-6、8-8，取小带轮基准直径d1=71mm，据传动比i=2.23有，d2=158.33，按表8-8取标准值d2=160mm，i=d2/d1=2.25，传动

16、比误差在允许范围内。验算带速：v=d1n160×1000=3.14×71×284060×1000=10.55m/s，属于525m/s区间，初选中心距0.7（d1+d2）=161.7a02（d1+d2）=462，初选300mm初选中心距L02a0+2d1+d2+d1+d224a0=969.27mm，由表8-2取基准长度Ld=1000mm，实际中心距aa0+（Ld- L0）/2=315mm，验算包角：1=180°-d2-d1×57.3°=163°120°符合要求，查表8-4a单根V带基本额定功率P0=0.5K

17、W，由于i1查表8-4b得P0=0.04KW，查表8-5得K=0.96，查表8-2得KL=1.06，则V带根数Z=PcP0+P0KKL=3.0。2、大带轮结构设计参照机械设计图8-14c进行设计dd=160，=40°，Z=3，bp=8.5，f=8，e=12，ha=2，hf=7，da=dd+2ha=164mm，D1=da-2（h+）=128mm，其中，h=ha+hf=9mm，取9mm，轴径d=14mm，d1=（1.82）d=（25.228）mm，取28mm，B=2f+（Z-1）e=40mm，L=（1.52）d=2128，取24mm，S=C=（1/71/4）B=5.710，取10mm七、

18、链轮传动设计1、基本参数设计选取小链轮的齿数Z1=17，则Z2=iZ1=4.25×17=73，n2=255r/min，P=180W确定计算功率：Pca=KAKZKPP=279W由图9-11得链条型号08A，由表9-1得节距p=12.7mm，初选中心距a0=（3050）p=381635mm，取a0=500mm，Lp0=2a0p+Z1+Z22+Z-pa0，圆整后得Lp=126mm，链速v=p60×1000=17×255×12.760×1000=0.92m/s，根据链速选择滴油润滑。2、小链轮结构设计查表9-1，b1=7.85,bf1b1=7.3mm

19、，d=12.7sin180°17=69mm,齿顶圆damin=d+p(1-1.6/z)-d1=72.58mm,damax1齿根圆df=d-d1齿高hamin=0.5(p-d1)=2.39mm,hamax最大凸缘直径dg=pcot180°z-1.04h2-0.76=54.6mm八、轴系零件设计计算1、高速轴(轴)的设计计算（1）选择材料和热处理方法选用45钢调质处理，硬度217255HBS。（2）按扭矩初算轴径P=Kw，n=1271r/min。查表15-3得 C=(103126)，d=103×(/1271)1/3mm=mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dmin=&#

20、215;(1+5%) =mm选dmin=12mm。（3）轴的结构设计从最右端算起：第一段:带轮所在处,有带轮结构设计出的轮毂宽度以及键强度限制的长度取d1=14mm,L1=22mm;第二段:安装轴承端盖,以及利用轴肩对带轮进行定位,取d2=18mm,L2=41mm;第三段:轴承所在处,初选用6004深沟球轴承,其内径20mm,宽度13mm,则d3=20mm,考虑到挡油环的定位以及弹性挡圈的位置,取L3=28mm;第四段:利用轴肩对轴承和挡油环进行定位,一直延伸到蜗杆处,取L4=57mm,考虑到定位轴肩的作用,取d4=26mm;第五段:蜗杆所在处,根据蜗杆的设计要求,取d5=40mm,L5=68

21、;第六段:考虑到非定位轴肩高出12mm,取d6=26mm,L6=16mm,长度非严格限制;第七段:利用轴肩对溅油轮定位,取d7=24mm,L7=11mm,长度可以和L6相互调节;第八段:溅油轮所在处,根据溅油轮而设计,粗略选取d8=18mm,L8=20mm;第九段:初选用36203角接触轴承一对,其内径17mm,宽度为12mm,故取d9=17,L9=24;第十段:利用圆螺母对轴承进行定位,d10=16mm，L10=16mm；第十一段:小齿轮所在处，考虑端盖以及齿轮结构设计的轮毂宽度和键强度长度限制,取d11=12mm,L11=38mm.（3）轴的强度校核T1=9550×P1/n=95

22、50×·m;T2=9550×P2/n=9550×·m;Ft2=2T2/d=242.3N；Fr2= Ft2tann/cos= °/cos14°=90.89N;Fa2= Ft2tan×tan14°=60.41N;Ft3=2T3/d3=N；F a3=105N;F r3= F a3tan=38N;据轴向手里平衡有F aA= F a3+F a3=1117.0337N;M2 N·m,M3 N·m;据XY平面上力矩平衡可计算出:F rA2=462.7548N,F rB2=-71.1183N(即与图示

23、方向相反);据YZ平面上力矩平衡课计算出: FrA1=338.3425N;FrB1=137.1270N;综上,蜗杆所在处为危险截面,扭转切应力为脉动循环, =0.6,ca=M2T2W=82.89492+0.6×5.63520.1×0.043-1 =60MPa故轴高速轴满足强度要求。2、滚动轴承的选择及寿命校核计算FrA1=338.3425N,FrA2=462.7548N, FaA,则FrA=573.2518N;FrB1=137.1270N;F rB2,FrB=154.4721N;据机械设计表13-5、13-6取fp=1.5，XA=0.35，YA=0.57，XB=1，YB=0

24、；PA=fp(XAFrA+YAFaA)=1256.02N (一对轴承受力) ;PB=fp(XBFrB+YAFaB)=231.71N;对于一对角接触轴承A和深沟球轴承B,查手册取CAKN,CBKN, =3;A:Lh=10660nCAPA /239年B:Lh=10660nCBPB 3=90年故两处轴承都能满足8年的寿命要求。3、键联接的选择及强度校核计算(1)大带轮处连接键:轴径14mm,长度22mm选用键C5×12 GB/T1096-2003,k=2.5mm,l=12-2.5=9.5mm, ·m， p=2T×103kld=2×10.59×1032

25、.5×9.5×14MPa=63.7MPap=100120MPa满足强度要求。(2)大齿轮处连接键:轴径20mm,长度24mm选用键6×14 GB/T1096-2003,k=3mm,l=8mm, T=9550P/n=9550×/255=N·m, p=2T×103kld=2×23.22×1033×8×20MPa=MPap=100120MPa满足强度要求。(3)小齿轮处连接键:轴径12mm,小齿轮宽度25mm选用键C4×6 GB/T1096-2003,k=2mm,l=6-2=4mm, T=9

26、550P/n=9550×/1271=N·m, p=2T×103kld=2×4.846×1032×4×12MPa=100MPap=100120MPa满足强度要求。(4)蜗轮处连接键:轴径30mm,蜗轮宽度40mm选用键8×22 GB/T1096-2003,k=mm,l=22-8=14mm, T=9550P/n=9550×/62=N·m, p=2T×103kld=2×86.57×1033.5×14×30MPa=MPap= 120MPa满足强度要求。(

27、5)联轴器处连接键:轴径14mm,宽度20mm选用键C5×14 GB/T1096-2003,k=mm,l=mm, T=9550P/n=9550×/255=N·m; p=2T×103kld=2×22.02×1032.5×11.5×140MPa=MPap= 120MPa满足强度要求。4、联轴器的选择查机械设计表14-1，KA=1.5，Tca= KA×9550×/255=N·m,查机械设计课程设计陈秀宁编表8-162而选取YL4型凸缘联轴器。九、润滑与密封方式选择1、齿轮圆周速度v=d1n1

28、/60×1000=3.14×40×1271/(60×1000)=m/s，所以齿轮选用油润滑。2、蜗轮蜗杆蜗杆圆分度圆周速度v=d1n1/60×1000=3.14×40×1271/(60×1000)=m/s,也要选取油润滑。3、轴承×104；×104；×104；×104；根据机械设计表13-10以上轴承都选用脂润滑。十、箱体及附件的结构设计和选择1、箱体的主要尺寸：因箱体为焊接箱体，故根据焊接工艺要求，选择主要尺寸参数如下：(1)箱座壁厚1=46mm取1=6mm; (2)箱盖壁厚2=46mm取2=6mm;(3)箱体凸缘厚度箱盖：b11=9mm;箱座：b22=9mm;箱底座：b2=15m;(4)加强肋厚箱座：m=mm;箱盖：m1=mm;(5)