机械设计学院汽车与交通

设计任务 电动机的选择及运动参 传动零件的设计计 轴的设 键的设计和计 轴承的校 联轴器设 箱体结构设 润滑密封设 参考文 题目设计热处理车间零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使年限为10。所选参数如下 二电动机的选择及运动参数的计电动机的选择电动机按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动封闭自扇冷式结构，电压380V。(2).选择电动机的容工作机的有效功率PFv4000N0.7m/s 从电动机到工作机输送带间的总效11

422345式中，1、2、3、4、5分别为带传动的效率、轴承的效率、齿2345传动效率、联轴器的传动效率和鼓轮上的传动效率。由指导书表取1=0.96，2=0.98，3=0.98，4=0.99，5=0.960.960.9840.9820.990.96所以电动机所需工作功率dPd

2.6kw3.47kw(3)确定电动机按推荐的传动比合理范围二级圆柱齿轮器传动比i'8~40，n6010000.7r/min44.56r/ 所以电动机转速的可选范围ni'

3(8~40)44.56r/min1069~5347r/ 符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min1500r/min的Y系列电动机Y112M-4满载转速mr/n，额定功率4kw。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸等均可由指导书表14.4查到。主要性能如下电动机额定功电动机轴伸长长度电动机满载转电动机中心高电动机轴伸直最大转计算传动装置的总传动比和分配各级传动（1）传动装置总传动inm

分配传动装置各级传动比iii取带的传动

3，据展开式二级齿轮器i1.31.5i1.4i，故i3.88i轴

nw

1440r/min480r/min2轴nn1480123.7r2 3轴nn2123.744.7r3

卷筒轴nwn344.7r各轴的输入功I轴P1Pd140.96IIP2P1233.840.980.98IIIP3P2233.690.980.98卷筒轴PP3243.540.980.99各轴输入电动机轴的输出转矩TddT9.55106d

2.65104N轴TT

2.65104Nmm0.9637.632104N d1轴TT

7.632104Nmm0.980.983.882.844105N 123轴TT

2.844105Nmm0.980.982.777.72105N 223卷筒轴TwT7.7210Nmm0.997.6410N3232将上述计算结果汇总于下轴参IIIIII卷筒 4转矩T 传动i31效率零件1.V带的设、确定计算功率由表8-8查得工作情况系数KA 故Pc=KA、选择V的带根据Pcn1由图8-11选用A型、确定带轮的基准直径dd1并验算初选小带轮的基准直径dd1.由表8—7和表8—9，取小带轮的基准直径dd1=100mm验算带速v

1001440m/s7.54m/60 60dd2idd13100mm根据表8-9，取标准值为dd2315mm、确定V中心距a长度Ld1)初选中心距a0,根据式0.7dd1dd2a02(dd1dd2取a01.35dd1dd21.35100315)mm2）基准长度

Ld02a0

(dd1dd2) d

(315100)225602(100315)

4

mm 由表8-2选带的基准长度Ld根 式（8-23）计算实际中心距a及其变化范围a

LdLd0(56017501793)mm 考虑带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛产生的补充张紧的需要，给出中心距的变动范aminaamaxa即中心距的变化范围为513mm和592mm验算小带轮上的包角1

180o

dd2

57.3oa

180o(315

57.3o

157o计算带的根数Z1）计算单根带的额定功率Pdd1=100mmn1=1440r/min查表8—4P0根据n1=1440r/min,i=3A带，查8-5p0查表8—6kα=0.95,查8—2KL=1.02于2）计算V带的根数z

所以选用4V、计算单根V初拉力由表8—3AV带的单位长度质量q=0.105kg/mF500(2.5K)Pcqv2500(2.50.95)4.80.1057.532N0K0

0.954 、计算压轴力 F2zFsin124

N 、带轮的结构设、带轮的材2V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动dd1100mm较小，所以采用实心式结构带轮、V带传动的主要参数整理带带轮基准直传动基准长度Add1dd23中心根初拉力压轴力4四、齿轮的设（一）高速级齿轮传动的设1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿带式输送机为一般工作机器参考表10-6，选用7级精度材料10-1,小齿轮选用40C（调质齿面硬度为280HBS，大齿轮选用45（调质，齿面硬度为240HBS。试选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮的齿数Z2=3.88×24=93.12Z2=952、按齿面接触疲劳强度设按式（10-9a）试算小齿轮分度圆直径2KT u1 2d

t1 Ed

确定内的各参数试选Kt小齿轮的输入转矩为

7.632104N由表10－7取齿宽系数dE由表10－6得材料的弹性影响系数ZE由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2＝550MPa由式（10－13）计算应力循环次N60njL＝60×480×1×（2×8×365×10）＝1.682×10 NN/u＝1.682×109/3.96=4.249×10 由图10－23查得接触疲劳系数KHN1＝0.95；KHN2计算接触疲劳许用取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）

KHN1Hlim1

KHN2Hlim2 取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许应应力，试算小齿轮分度圆直径2KT u1 2d

t1 Ed

31.331.37.641495 189.8295 534 24计算圆周v d1t

=52.9748060计算齿宽b=φdd1t计算齿宽与齿高之比h模 m

=

=52.97 h=2.25mt=2.25×2.20mm=4.95mm计算载荷①由表10-2使用系数KA②根据v=1.331m/s,7精度10—8查得动载系数KV直齿轮K

=K

由表10—4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布Hb/h=10.67，KH=1.423查图10—13K

=1.35;故载荷K=KAK K KH=11.131.2(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（10—33d1=d1t3

（7）计算模数mm=d1/z13.按齿根弯曲强度设由式(10—5)得弯曲强度的设计32KT132KT1YFaYSa2d (1)确定计算由图（10—20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa；齿轮的弯曲疲劳强度

FE2由图10—18取弯曲疲劳系数KFN1=0.85KFN2计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）=KFN1FE1=0.85500F

=KFN2FE2=0.88380F

计算载荷系数K=KAKVKFK

查取齿型系由表10－5查得YFa1=2.68；YFa2查取应力校正系由表10－5查得YSa1=1.58；YSa2计算大、小齿轮的

并加以YFa1YSa1=2.681.58

YFa2YSa2=2.321.78 大齿轮的数值大。所以取321.3321.37.6321041对比结齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯m径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.598并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆d1=60.39mm，算出小齿轮Z1= 大齿轮齿 取齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计1、计算分度圆直d1z1m31262d2z2m1232246mmad1d2=62246 计算齿轮宽b=d

将小齿轮加宽5-10mm,1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿带式输送机为一般工作机器，参 表10-6，选用7级度材料选择。查表10-1,小齿轮选用40Cr（调质，齿面硬度280HBS， 齿轮选用45钢（调质，齿面硬度为240HBS试选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮的齿数Z2=2.77×24=66.48，取2、按齿面接触疲劳强度设按式（10-9a）试算小齿轮分度圆直径22KT u1 2d

t1 Eu Hu确定内的各参数试选Kt小齿轮的输入转矩为

2.844105N由表10－7取齿宽系数dE4)由表10－6得材料的弹性影响系数ZE由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极Hlim1＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2＝550MPa由式（10－13）计算应力循环次N60njL＝60×123.7×1×（2×8×365×10）＝4.33×10 NN/u＝4.33×108/2.77=1.56×10 由图10－19查得接触疲劳系数KHN1＝0.97；KHN2计算接触疲劳许用取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）

KHN1Hlim1S

KHN2Hlim2 取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲 应力，试算小齿轮分度圆直径d1t

KtT1

u1

E

H31.331.32.84412.79计算圆周速v d1t

=84.15123.760计算齿宽b=φdd1t=1×84.15=84.15mm5)计算齿宽与齿高之比bh模 m

=

=84.15 h=2.25mt=2.25×3.51mm=7.90mm计算载荷①由表10-2使用系数KA②根据v=0.545m/s,7精度10—8查得动载系数KV直齿轮K

=K

由表10—4插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布H故载荷

K=KAK K

KH=11.021.2(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径（10—33 d1=d1t3

（7）计算模数mm=d1/z1按齿根弯曲强度设由式(10—5)得弯曲强度的设计32KT132KT1YFaYSa2d 确定计算（10—20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa大齿轮的弯曲疲劳强

FE2由图10—18取弯曲疲劳系数KFN1=0.85KFN2计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）=KFN1FE1=0.85500F

=KFN2FE2=0.88380F

K=KAKVKFKF

查取齿型系由表10－5查得YFa1=2.65；YFa2查取应力校正系由表10－5查得YSa1=1.58；YSa2计算大、小齿轮的YFa1YSa1=2.651.58

并加以

YFa2YSa2=2.281.75 大齿轮的数值大所YFa2YSa22.281.75 设计321.3321.325.141051对比结齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯m的大小主要取决于弯曲强度决径有关，可取由弯曲强度算得的模数2.36并就近圆整为标准值m=2.5mmd1=92.86mm轮齿数Z1d1/m=92.86/2.5=37.14取大齿轮齿 取齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。几何尺寸计1、计算分度圆直d1z1m372.592.5d2z2m1032.5257.5mmad1d2=92.5257.5 3）计算齿轮宽b=d

将小齿轮加宽5-10mm,圆整后取B2=92.5mmB1五、轴的设计计III轴和III（一、Ⅰ功转转齿轮度圆直选择轴的材料及热处理方40Cr热处理方法为正火确定轴的最小查《机械设计》P362式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的9.55 9.55 33取A0=105d

3 3 考虑键：有一个键槽确定各轴段直径并填于下名依单确定结大于轴的最小直径22.05考虑与大带轮内孔配d大齿轮定位d2考虑密封圈查表得d考虑轴承d3>d2选用6206轴承从课程设计指导书p12012.1d考虑轴承定位d4d选用齿d5=da1=(z1+2)×m=（31+2）×2=d考虑方便拆轴承，取轴承推荐安装dd7＝d3（同一对轴承选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数第一级大齿轮圆周速

=1.558ms，选用润滑脂润滑轴承内端面至箱体壁距44轴承支点距轴承边端a查机械8面距计算各轴名计单计算果l1=L带轮L2=8+22+19+（5～8）-4-l3l4Δ2+(3～5)+B3+(8～15)-(B1-+102.5+10.5-l5l6＝Δ2+(3-l7＝B-2=16-L（长LL(支点距离L=358-40-72-（二、Ⅱ轴选择轴的材料及热处理方查《机械设计14-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径100mm，热处理方法为正火回火。确定轴的最小查《机械设计》P362式15-2的扭转强度估算轴的最小直径的9.55 9.55 333查《机械设计》表15-3，A0=(126～103)，箱输入轴按工作条件取3d

115

考虑到有一个键槽，d35.67确定各轴段直径并填于下名依单确定果大于轴的最小直径37.45mm且考虑与轴承公称径配合试选轴承代号与键d2=d1+2（0.07~0.1）d1=40+2× d轴环定d3 d2+2（0.07~0.1）d2=46+2(0.07~0.1)查 取dd2=ddd5=d1（一对同型号轴承选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数齿轮圆周速度v=1.593ms，故选用润滑脂润滑将与轴长度有关的各参数填入名依单确定果轴承支点距轴承边端距离查机械计算各轴段长名计单计算果l1l2＝95-l3l4＝50-l5L（总长LL（支点距离L（三、Ⅲ选择轴的材料及热处理方查《机械设计15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径100mm，热处理方法为正火回火。确定轴的最小查《机械设计》P246的扭转强度估算轴的最小直径的，由《机 设计》表15-2A0126~103 3d3

3 考虑键：d≥49.39×（1+4％）＝51.366确定各轴段直径并填于下名依单确定结大于最小直径51.366mm径配合,d1=55dd2d1,考虑联轴器查表97一般标准,并考虑与密封垫配合查附表：15－8d考虑与轴承公称直径配合d3d2，轴承代号：6213dd查dd6=ddd7=d选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数名依单确定结轴承支点距轴承宽边距离查机械计算各轴段长名计单计算结与联轴器配合长度短l1＝112-（2～3）＝l2＝8+22+20+5+8+29-20-l3l4＝4.5+10+2.5+50+10+2.5-12-轴l6＝90-l7L（总长LL(支点距离L＝410-110-67.5-四、齿轮的受力分齿轮2上的圆Ft小齿轮上的径力小齿轮上的轴 2T2=2284.41000 2N2312×tan200=3340齿轮3上的圆Ft小齿轮上的径向力小齿轮上的轴 2T2=2284.410006692 3N0求支反力、绘弯矩、扭矩Z 轴的跨度和齿轮在轴上的位置的受力如上图AC=9+16+932CD=93+10+48 BD=9+4.5+10+482XAY平面上Ft2×71.5+Ft3×（80.5+47.5）=RBY ×128=199.5所以，RBY 所以，CD断

MCZ=71.5 =277.56×103NMDZ=47.5 =243.30×103NXAZ平面上Fr2×71.5+RBZ×199.5=Fr3334×71.5+RBZ所以，RBZ RAZ所以，C

MCY=RAZ×71.5=90.06×103NMDY=RBZ×47.5=71.74×103N22277.5610322277.56103290.0622合成弯矩D断22

243.3243.3103271.74因为MD

,所以C断面为截面 2C 2C2查表15-1得[1]=60mpa,因为ca<[1],所以安第一轴和第三轴经校核也安六、轴承的选择和校（一、Ⅱ轴承的选择和校Ⅱ轴轴承的选择Ⅱ轴轴承的一对6208轴承，查机械手校核轴承，轴承使用为10年，每年按365天计算根据滚动轴承型号，查出Cr和CorCr N Cor=18100N校核Ⅱ轴轴承是否满足工作要画轴的受力简图求轴承径向支反力Fr1Fr垂直平面支反力F1v

RAYF2v=RBY水平面支F1h、F2F2h=RBZ合成支反力Fr1Fr38822F38822

5122251222计算轴承的当量Pr1、Pr由于查《机械设计》13-5X1查《机械设计》表13-6取载

Y1fP

查《机械设计》13-5X21

Y1校核所选由于两支承用相同的当量动载荷较大的轴承P2计算《机13-6荷系1，计算轴承工

fP

1《机械设计13-4温度ft106C

29500Lh

r

60nP

60 369068844h>(13X365X16)=17520这对轴承能满足三年的使用七、键联接的选择和（一、Ⅱ大齿轮键的选用普通圆头平键A型,轴径 ,查《机械设计》P116表6-1，得b=14mm,高度大齿轮键的校键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得大齿轮宽度62,根据键的长度系列选键长L=56mm。(查《机械设计》P106键，轴，轮毂的材料都为钢，查《机械设计》6-2得许用挤压应力[p=100~120Mpa，取[p键的工作长度lL－b键与轮毂键槽的接触高度由式《机械设计》6-12T1032284.4103 4.542

所以所选用的平键强度足够小齿轮键的选用普通头A轴径d=40mm,查《机械设P1066-1，得宽b=12mm,高度h=8mm,小齿轮键的校键长度小于轮毂长度5mm~10mm且键长不宜超过1.6~1.8d，前面算得小齿轮宽度95,根据键的长度系列选键长L=90mm。(查《机械设P106表6-1)键，轴，轮毂的材料都为钢，查《机械设计》6-2得许用挤压应力[p=100~120Mpa，取[p键的工作长度lL－b90－12键与轮毂键槽的接触高度由式《机械设计》6-12T1032222.33103

478

所以所选用的平键强度足够（二、Ⅰ、Ⅰ轴带

bh8

LⅢ轴齿

bh20

LⅢ轴联

bh

L以上A型键经校核都满足安全要求八、联轴器的Ⅲ轴的动力参数：传递P3.54kw，n44.7rpm，T772Nm；查表14-由于机转矩变化较小取KA=1.5；计算转根据这些参数选ML型梅花形弹性联轴器，查课程设计指导书P135表ML9选 YA60

,弹性体硬度b，许用转矩1800N,许用转速3800rpm,都于实际工况，满足安全和使用要求九、器的润滑、密封和润滑牌号的选（一、传动零件的润齿轮传动润因为齿轮圆周速度v1.776ms12ms