1、 機 械 設計 課 程 設 計 說 明 書目 錄一、 設計任務01二、 電動機的選擇計算01三、 傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算02四、 傳動零件的設計計算04五、 高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算06六、 低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算12 七、 軸的設計計算17八、 滾動軸承的選擇和壽命驗算23 九、 鍵聯接的選擇和驗算24十、 聯軸器的選擇計算24十一、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及 裝油量的計算 25十二、設計體會26十三、參考文獻27全套圖紙加V信 sheji1120或扣 3346389411一、設計任務1設計的技術數據：運輸帶的工作拉力：F=3000N運輸帶的

2、工作速度：V=0.80m/s運輸帶的滾筒直徑：D=350mm運輸帶的寬度 ：B=300mm2工作情況及要求：用于機械加工車間運輸工作，2班制連續工作,載荷有輕度沖擊，使用5年,小批量生產。在中等規模制造廠制造。動力來源：電力三相交流380/220V。速度允差5%。 二、電動機的選擇計算根據工作要求及條件，選擇三相異步電動機 ，封閉式結構，電壓380V，Y系列。1.選擇電動機功率滾筒所需的有效功率：=F×V=3000×0.80KW=2.4KW 傳動裝置的總效率：查機械設計指導書表17-9得式中: 滾筒效率： = 0.96 聯軸器效率： = 0.99 傳動效率： = 0.92

3、球軸承： =0.99 斜齒輪嚙合效率： = 0.97傳動總效率: 所需電動機功率 := =1.96/0.825KW=2.38KW 2.選取電動機的轉速滾筒轉速 =38.198r/min查機械設計指導書表27-1,可選Y系列三相異步電動機Y100L2-4,額定功率=3.0KW， 同步轉速1500 r/min;或選Y系列三相異步電動機Y332S-6,額定功率額定功率=3.0KW,同步轉速1000 r/min.均滿足 > 。 表2-1 電動機數據及傳動比方案號電機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比1Y100L243.01500142037.172Y332S63.0100096025.13比較

4、兩種方案可見，方案2選用的電動機雖然質量和價格較低，傳動比雖低但是出于價格考慮，決定選用方案1。 表2-2 電動機型號為Y132S-4.查表得其主要性能如下電動機額定功率 P0/ KW 3電動機軸伸長度E/mm 60電動機滿載轉速 n0/(r/min) 1420電動機中心高H/mm 100電動機軸伸直徑 D/mm 26堵轉轉矩/額定轉矩T/N.m 3.32三、傳動裝置的運動及動力參數的選擇和計算1、分配傳動比總傳動比: =/ =1420/38.198=37.17 傳動比為24，取 則減速的傳動比：37.17/2.5=14.86 對減速器傳動比進行分配時，即要照顧兩級傳動浸油深度相近，又要注意大

5、齒輪不能碰著低速軸，試取：=4.480 低速軸的傳動比：= 14.868/4.480=3.319 2、各軸功率、轉速和轉矩的計算0軸：即電機軸 P0=2.38KW n0=1420r/min T0=9550×P0/n0=9550×2.38/1420=16.006 軸：即減速器高速軸 P1= 2.38×0.96=2.2848KW n1= n0/I01 =n0/=1420/2.5=568r/min T1=9550×P1/n1=9550×2.285/568=38.42 軸：即減速器中間軸 P2= P1·=2.285×0.97

6、5;0.99=2.194kw n2= n1/=568/4.48=126.79r/min T2=9550×P2/n2=9550×2.194/126.79=165.26 軸：即減速器的低速軸 P3= P2·=2.194×0.97×0.99=2.107kw n3= n2/i23=126.79/3.319=38.20r/min T3=9550×P3/n3=9550×2.107/38.20=526.75N·m 軸：即傳動滾筒軸 P4= P3·=2.107×0.99·0.99=2.065kw n4

7、= n3 =38.20r/min T4=9550×P4/n4=9550×2.065/38.20=516.25 N·m 將上述計算結果匯于下頁表：表3-1 各 軸 運 動 及 動 力 參 數軸序號功 率P/ KW轉 速n/(r/min)轉 矩T/N.m傳動形式傳動比i效率0軸2.38142016.006帶傳動2.5096軸2.28556838.42齒輪傳動4.48096軸2.194126.79165.26齒輪傳動3.319096軸2.10938.20526.75 聯軸器1.0098軸2.065 38.20516.25四、傳動零件的設計計算 帶傳動的設計計算4.1選擇

8、V帶型號查表得工況系數KA=1.1計算功率Pc=KA·P=1.13=3.3kW根據Pc，查的坐標交點位于A型區，故選擇A型帶計算。4.2確定小帶輪基準直徑查得> 取=112mm4.3驗算帶速v= =8.33m/s 在525m/s之間 合適4.4確定大帶輪基準直徑=1420/568×112=280mm取標準值=280mm 實際從動輪轉速和實際傳動比i不計影響，若算得與預定轉速相差5%為允許。 r/min 驗證： 合適4.5確定實際中心距與帶長初定中心距：即274.4mm784mm取=500mm=2+（+）+=2×500+（112+280）+=1629.86mm

9、取=1600mm實際中心距：=+=500+=458.07mm調整范圍：mmmm4.6驗算小輪包角=-=159.22>120 合適4.7計算帶的根數 單根V帶所能傳遞的功率 包角系數A型帶查得： =1.523kW=4.65×10-5×112×148.7×lg=0.27kW =c41lg=4.65×10-5×112×148.7×lg=-0.02kW =(+)=0.949×(1.523+0.27-0.02)=1.kW V帶的根數Z=2.17 取Z=3根 4.8確定初拉力F0按教材公式：F0=500(-1)

10、+q=500×=114.85N 式中q由教材表查得q=0.1Kg/m。4.9計算軸壓力按教材公式：Q=2F0zsin=2×114.85×3×sin=677.8N 五、高速級斜齒圓柱齒輪的設計計算：原始數據：高速軸的輸入功率 ： 2.285kW小齒輪轉速 ： 1420 r/min 傳動比 ： 2.5 單向傳動，工作載荷有輕微沖擊，每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5年。 1.選擇齒輪材料精度等級齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調質處理，由表51查得 小齒輪45調質，硬度217255HB，取硬度為235250HB；大齒輪材料選用45鋼，

11、正火處理，硬度162217HB，取190217HB。 齒輪精度等級為8級計算應力循環次數N (由教材式533)hh查教材圖5-17得=1.03, =1.10取Zw=1.0，=1.0，=1.0，=1.0由教材圖5-16(b)得:=580Mpa，=545MPa由教材式(5-28)計算許用接觸應力=ZN1ZXZWZLVR=594.7Mpa =ZN2ZXZWZLVR=594.5Mpa 2. 按接觸疲勞強度計算中心距取1.0 由教材表55查得：=189.8 取=0.35 T1=38415.22 初取： , 暫取：估取： 由教材式541 計算 =2.47=113.18mm 圓整取： a=125mm 一般取

12、： mm取標準模數： 總齒數： z =122.26整取 ： z =122小齒輪齒數 ：z1=z/(i+1)=122/(4.48+1)=23整取： z1 =23 大齒輪齒數： z2= z- z1 =99取： z1=23 z2=99 實際傳動比： 傳動比誤差： 5%故在范圍內。修正螺旋角 ： 與相近，故、可不修正3.驗證圓周速度 =(3.14×1420×47.131)/(60×1000)=3.51m/s<6m/s故滿足要求4.計算齒輪的幾何參數由5-3 按電動機驅動，輕度沖擊 按8級精度查圖5-4(b)得：齒寬：取整：b2=50mm b1=45mm按，考慮到軸的

13、剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱位置查機械設計教材圖5-7a 得：按8級精度查機械設計教材表5-4得：1.25×1.01×1.13×1.2=1.71195齒頂圓直徑： 端面壓力角：齒輪基圓直徑：齒頂圓壓力角：基圓螺旋角：由教材式5-41得：ZH=由教材式5-42得： 由教材式5-43得： 5.驗算齒根彎曲強度由式5-44得= =/=23/ =24.74 =/=99/=106.5 查圖5-14得：=2.7,=2.16查圖5-15得：=1.63,=1.83由式5-47計算：=1-=1-1.56=0.8 由式5-48計算：=0.25+=0.25+=0.43 由式5-31計

14、算彎曲疲勞許用應力查圖5-18b得：220MPa,210MPa查圖5-19得：1.0取： Yx=1.0取： =314Mpa =300Mpa = =32.116MPa<=314Mpa 安全 =28.9MPa<=300MPa 安全 6齒輪主要幾何參數 Z1=23 Z2=99 =12.578° mn=2mm d1=47.131mm d2=202.869mm = =47.131+2×1×2=51.131mm =202.869+2×1×2=206.869mm =-2.5=47.131-2.5×2=42.131mm =-2.5=202

15、.869-2.5×2=197.869mm =125mm b1=50mm b2=45mm 齒輪的結構設計：小齒輪：由于小齒輪齒頂到鍵頂距離x<5，因此齒輪和軸可制成一體的齒輪軸。對于大齒輪，<500m 因此，做成腹板結構。六、低速級斜齒圓柱齒輪的設計計算由前面計算得知： 二軸傳遞的功率P2=2.194kw，轉速n1=126.79r/min，轉矩T1=165.26N.m，齒數比i2=3.319，單向傳動，工作載荷有輕微沖擊，每天工作16小時，每年工作300天，預期工作5年。1.選擇齒輪材料，確定精度及許用應力 小齒輪為45鋼，調質處理，硬度為217255HB 大齒輪為45鋼，

16、正火處理，硬度為190217HB 齒輪精度為8級計算應力循環次數N (由教材式533)=60=60×126.75×1×(8×300×5×2)=1.83×108 =/u= 查圖517得：1.10, 1.4取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0查圖516得：=580MPa, =545MPa由式528=×1.0×1.0=638MPa =×1.0×1.0=763MPa 2.按接觸疲勞強度確定中心距(u+1)mmT2=165255.15N·mm 初選=1.2，暫取,0.4由式542

17、 0.99由表55 得=189.8由式541 計算估取 則=2.47a(i+1)=133.93mm圓整取： a=140mm 一般取： =(0.010.02)a= (0.010.02)×140=1.42.8mm取標準值： =2mm 兩齒輪齒數和 ：z=137 取：z=137 則z1= z/(i +1)= =32取：z1=32則：z2= z-z1=137-32=105 實際傳動比：i實=z2/z1=3.28 傳動比誤差： 5%故在范圍內。修正螺旋角 ：=arccos= arccos=11.88260 與初選 接近，可不修正=60.401mm =214.599mm 圓周速度： V=0.43

18、4m/s 取齒輪精度為8級 3驗算齒面接觸疲勞強度 =有表5-3查得：=1.25/100=0.43×32/100=0.139按8級精度查圖5-4得動載系數=1.01齒寬 b=0.35×140=49mm取：mm mm =50/65.401=0.765 查圖5-7齒輪相對于軸承非對稱布置，兩輪均為軟齒面，得：=1.10，查表5-4得： =1.2載荷系數=1.25×1.01×1.10×1.2=1.6665 計算重合度，以計算：=+2mn=65.401+2×1.0×2=69.401mm =+2mn =214.599+2×1

19、.0×2=218.599mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.88260)=20.4020 =cos=65.401×cos20.4020=61.298mm =cos=214.599×cos20.4020=201.137mm =arccos= arccos =27.9640 =arccos= arccos =23.0560 =(tan-tan)+(tan-tan) =32× +105×=1.706 = =1.638 由式5-43計算 =0.989 = arctan(tancos)= arctan(tan

20、11.8826°×cos20.020)=11.1570 = =2.45 由式5-38計算齒面接觸應力=2.45×189.8×0.766×0.989× =644.9MPa<=763Mpa 4校核齒根彎曲疲勞強度由式5-44得；= =z1/=32/ =34.149 =z2/=105/=112.05查圖5-14得：=2.45,=2.2查圖5-15得：=1.65,=1.81由式5-47計算=1-=1-1.638×=0.838 由式5-48計算=0.25+=0.25+=0.681 由式5-31計算彎曲疲勞許用應力查圖5-18b得

21、：220MPa,210MPa查圖5-19得： 1.0取： Yx=1.0取： =314 Mpa =300Mpa = =194.3MPa<=314Mpa 安全 =191.38MPa<=300MPa 安全 5齒輪主要幾何參數 Z1=32 Z2=105 =11.157° mn=2mm d1=65.4017mm d2=214.599mm = =65.401+2×1×2=69.401mm =214.599+2×1×2=218.599mm =-2.5=65.401-2.5×2=60.401mm =-2.5=2214.599-2.5

22、15;2=209.599 mm =140mm 取=55mm, =50mm 齒輪結構設計計算：（1）小齒輪，制成實心結構的齒輪。 （2）大齒輪，做成腹板結構。 七、軸的設計計算1減速器高速軸的設計計算（1）選擇軸的材料 軸的材料為45號鋼，調質處理（2）按扭矩初步估算軸端直徑 初步確定高速軸外伸段直徑，高速軸外伸段上安裝聯軸器，聯軸器另一端聯 電動機軸。其軸徑可按下式求得：查表（8-2）得：=110160，取：=118考慮軸端有一個鍵槽，在計算時應該增加3%5%×（1+3%）=14.5mm故取：=28mm （3）初選滾動軸承 根據軸端尺寸，聯軸器的定位方式和軸承的大概 安裝位置，初選單

23、列深溝球軸承GB6207（4）設計軸的結構 軸承按標準取6207內徑為 該軸為齒輪軸，軸承的周向用過盈的配合， 聯軸器的周向用鍵定位。b布置軸上零件，設計軸的結構 根據安裝和定位的需要，初定各軸段直徑和長度，各跨度尺寸， 作軸的簡圖如圖1： 圖1（5）對軸進行分析，作當量彎矩圖。計算齒輪所受的各個分力，繪制空間受力簡圖:圓周力： =/=2×16.006×1000/47.131=679.22N 軸向力：徑向力： 齒輪的分度圓直徑： =47.131mm 將空間力系分解為H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖，即： Fr ×48.5-R1H×175-Fa

24、15;41.075/2-278Q=0 即： R2H=962.3N N R2V×162.5-Ft×48.5=0R1V= 679.22× 48.5/162.5=202.72 R2V×162.5-Ft×114=0 R2V=476.5 求軸的彎矩M，畫彎矩圖 畫軸的扭矩圖 T=16006求計算彎矩，畫計算彎矩圖取根據， 78872.8 H和V平面力系，分別求支反力并畫彎矩圖 6）校核軸的靜強度根據圖中軸的結構尺寸，選擇彎矩較大的剖面和剖面進行驗算。根據主教材查得=59 MPa剖面的計算應力： 安全 剖面的計算應力： 安全 7）校核軸的疲勞強度a判斷危險

25、剖面 分別選擇，剖面進行驗算：剖面所受的彎矩和扭矩大，軸肩圓角處有應力集中。剖面除受彎矩和扭矩外，附近還有過盈配合，鍵槽和軸肩圓角三個應力集中源。45鋼調質的機械性能參數：，。b剖面疲勞強度安全系數校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環變應力。扭剪應力按脈動循環處理。 根據教材附表查取應力集中系數，絕對尺寸影響系數和表面質量系數。根據： 查得： 查得：K=1.90，K=1.58, =0.84，=0.78,，并取=11.97 =62.3 =11.75 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求c. 剖面校核 因軸單向轉動，彎曲應力為對稱循環變應力。扭剪應力按脈動循環處理。 根據教材附表查取應力

26、集中系數，絕對尺寸影響系數和表面質量系數。查得： ，并取：=11.16 取S=1.51.8 S>S, 滿足要求八、滾動軸承的選擇和壽命驗算由于轉速高、有較小軸向力，故選用深溝球軸承由機械設計課程設計查得6207軸承：=19.8KN =13.5KN由前面計算得知： 合成支反力：=1007 =1073.8 = Fa=151.55N, =0 /=151.55/19800=0.0076查表得e=0.19/=151.55/1007=0.191>e P=0.56R+YA=912.5N =0 /=0e 軸承承受輕度載荷沖擊,所以取=1.2=R =R 1073.8N P1=P2按P2計算軸承的壽命

27、=5.68年 預期壽命: 5.68年5年 ，壽命足夠在預期范圍內，不用更換軸承即可達到要求。九、鍵聯接的選擇和驗算聯軸器裝在高速軸軸端，需用鍵進行周向定位和傳遞轉矩。聯軸器與軸的配合直徑為28mm,傳遞轉矩T=16006 。1. 選擇鍵聯接的類型和尺寸。2. 選擇鍵聯接的類型和尺寸。由于精度為8級，故選擇最常用的圓頭（A型）平鍵，因為它具有結構簡單，對中性好，裝拆方便等優點。鍵的材料：45鋼。鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑 d由標準中選定，鍵的長度由軸孔長度確定，查表得： 高速軸與聯軸器連接的鍵：軸徑=28mm，由表24-30查得鍵剖面寬b=8mm高 h=7mm。選鍵長L=50mm 中間軸上大

28、齒輪聯接的鍵：軸徑為45mm，鍵 18×35低速軸上與大齒輪聯接的鍵：軸徑為65mm，選鍵18×35 低速軸上與鏈輪聯接的鍵軸徑為50mm，選鍵1484 2.鍵聯接的強度計算普通平鍵的主要失效形式是鍵，軸和輪轂三個零件中較弱零件的壓潰。由于聯軸器材料是鋼，許用擠壓應力由表2-4查得： =0.8=0.8*290=232MPa。鍵的工作長度：=-=35-9=24mm.由式2-35得：= 安全。 十、聯軸器的選擇計算在減速器高速軸與電動機之間需采用聯軸器聯接。因工作載荷不大，且有輕微沖擊，因此聯軸器應具有緩沖減振能力，故選用彈性套柱銷聯軸器。減速器中高速軸轉距：38.42根據：電

29、動機軸直徑d=28mm，選擇聯軸器：TL型號 GB/T43232002由指導書表11-1：T= 1000Nm，n=2100 r/min由表查得：KA= 1.5Tca=KA T= 1.5×618.5=650<T=1000 n = 568r/min <n十一、減速器的潤滑方式及密封方式的選擇，潤滑油牌號的選擇及裝油量的 計算1）齒輪潤滑油的選擇 潤滑油牌號 齒輪的接觸應力<500MPa，故選用抗氧銹工業齒輪油潤滑。 潤滑油的牌號按齒輪的圓周速度選擇 參照5-12選擇： 選用320 根據4.8-1：代號3202）齒輪箱的油量計算油面由箱座高度H確定斜齒輪應浸入油中一個齒高

30、，但不應小于10mm。這樣確定出的油面為最低油面。考慮使用中油不斷蒸發耗失，還應給出一個允許的最高油面，中小型減速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，確定箱座高度H的原則為，既要保證大齒輪齒頂圓到箱座底面的距離不小于，以避免齒輪回轉時將池底部的沉積物攪起，又要保證箱座底部有足夠的容積存放傳動所需的潤滑油。通常單級減速器每傳遞的功率，需油量： 箱座高度H+(3050)+(35)=140/2+46+8+5=117mm圓整H=154mm高速軸軸心距下箱內壁：154-10=144mm油深：h=45mm低速軸大齒輪浸油深度：14mm沒超過大齒輪頂圓的1/3故油深合理3）滾動軸承的潤滑確定軸承的潤滑方式與密封方式減速器中高速級齒輪圓周速度:2.3 由于所以深溝球軸承采用油潤滑 4）滾動軸承的密封高速軸密封處的圓周速度 所以采用皮碗密封。十二、設計體會： 這次關于二級圓柱斜齒輪減速器課程設的目的就是