机械设计课程设计计算说明书.doc

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1、计算及说明结果机械设计课程设计设计说明书专 业 班 级： 机械设计执照及其制动化0802 设 计： 王彦翔 学 号： 220082705 指 导 教 师： 吴克勤 设 计 时 间： 2010年12月20日 起 2010年1月 6日 止沈阳工业大学化工装备学院设计目录 第一章 电动机的选择及功率的计算1.1电动机的选择第二章 传动比的分配及参数的计算2.1总传动比2.2分配传动装置各级传动比2.3传动装置的运动和动力参数计算第三章 齿轮传动的计算 3.1斜齿轮传动(高速轴)3.2斜齿轮传动（低速轴）第四章 轴的设计及校核4.1高速轴的结构设计4.2中间轴的结构设计4.3低速轴的结构设计及校核第五

2、章 轴承寿命计算第六章 传动零件及轴承的润滑、密封的选择6.1齿轮润滑的选择6.2滚动轴承的润滑6.3减速器的密封6.4减速器箱体结构尺寸 一设计任务书传动装置传动简图 原始数据数据编号运输带工作拉力F(N)运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D/mm321001.4300第一章 电动机的选择及功率的计算1.1电动机的选择1.1.1选择电动机的类型按工作要求选用y系列三相异步电动机，卧式封闭结构。电源的电压为380V。 1.1.2选择电动机功率根据已知条件，工作机所需要的有效功率为：其中 F: 运输带工作拉力V: 运输带工作速度电动机所需要的功率为: 式中为传动系统的总功率: 由1表2-5确定各

3、部分效率为: 为滚子轴承效率，值为0.99。为齿轮轴承效率（精度为8级），值为0.97。为联轴器效率，值为0.99。为带传动效率，值为0.96.代入上式得：电动机所需要的功率为:因载荷平稳,电动机额定功率略大于即可.选电动机功率为4kw，y系列电动机.1.1.3确定电动机转速 卷筒轴工作转速：选取电动机型号为Y112M-4，电动机中心高112mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度为：28mm，60mm。其主要参数见表1：同步转速（）额定功率（）满载转速（）15004014402.22.2第二章 传动比的分配及参数的计算2.1总传动比带式运输机传动系统的总传动比: 2.2分配传动装置各级传

4、动比 取两个联轴器的传动比为1。由计算得两级圆柱齿轮减速器的总传动比为： 为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350。齿宽高系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速机传动比： 低速机传动比为2.3传动装置的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速,功率和转矩计算如下:2.3.1 轴（高速轴电动机轴）2.3.2 轴(中间轴) 2.3.3 轴(低速轴) 将上述计算结果列表2-1中,以供查询表2-1 传动系统的运动和动力参数参数轴(高速轴)轴（中间轴）轴（低速轴）转速 nr/min1440319.6492.25功率 P(kw)3.963.83.65转

5、矩 T(N.m)26.26113.53377.86传动比i4.5053.465第三章 齿轮传动的计算3.1斜齿轮传动(高速轴)3.1.1选精度等级,材料及齿数.运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度(1).选择材料及热处理方法 选中碳钢: 大齿轮：45钢 小齿轮：40Cr热处理方法:小齿轮调制处理(280HBS)、大齿轮调制处理(240HBS) 硬度差HBS=280-240=40HBS(2).选小齿轮齿数 大齿轮齿数 取91(3).选取螺旋角初选螺旋角=3.1.2按齿面接触强度设计 根据4按式(10-21)试算即 (1).确定公式内的各计算值. 试选 1.3 由4图10-30 选取区域系数

6、 =2.433由4图10-26查得 =0.76 =0.89则有 1.65 查4表10-7选取齿宽系数 查4表10-6查得材料的弹性影响系数由4图10-21 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由5式10-13 计算应力循环次数 由4图10-19 查得接触疲劳系数, 对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导致不能继续工作的后果,故可取 . 按(10-12)计算接触疲劳许用应力: 许用接触应力: (2)计算 试计算小齿轮分度圆直径 计算圆周速度 计算齿宽b及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数k.由4表10-2查得使用系数又根据 v=2.48,8级精度，由4图10-8查

7、得系数=1.12由表10-4查得 由表10-13查得 由4表10-3查得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由5式(10-10a)得 计算模数3.1.3按齿根弯曲强度设计由4式(10-17) (1).确定计算参数 计算载荷系数=2.101根据纵向重合度 从4图10-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查取齿型系数和应力校正系数由4表10-5查得, , , 计算大小齿轮的并加以比较. 1).由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.大齿轮的弯曲疲劳强度极限.2).由4图10-18查得弯曲疲劳寿命系数， 3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数 由4式10-12得:

8、故 比较得大齿轮值大.(2).设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而=1.5,已经可以满足弯曲强度，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圆直径来计算应有的齿数.于是由 取 则3.1.4几何尺寸计算 (1).计算中心距 mm (2).按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多,故参数、等不必修正. (3).计算大小齿轮的分度圆直径 (4).计算齿轮宽度 圆整后得 3.2斜齿轮传动（低速轴）3.2.1选精度等级,材料及齿数. 运输机一般工作机器速度不高,故选用8级精度(1).选择材料及热处理方法 选中碳钢:45钢 热处理方法

9、:小齿轮调制处理(280HBS)大齿轮调制处理(240HBS) 硬度差HBS=280-240=40HBS (2).选小齿轮齿数 大齿轮齿数 取 (3).选取螺旋角初选螺旋角=3.2.2按齿面接触强度设计 按4式(10-21)试算,即 (1).确定公式内的各计算值. 试选 由4图10-30 选取区域系数 由4图10-26查得 则有 查4表10-7选取齿宽系数 查4表10-6查得材料的弹性影响系数由4图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的接触疲劳强度极限 由5式 10-13计算应力循环次数 由4图 10-19 查得接触疲劳系数, 对接触疲劳强度计算,点蚀破坏后不会立即导

10、致不能继续工作的后果,故可取 . 按(10-12)计算接触疲劳许用应力: 许用接触应力: (2)计算 试计算小齿轮分度圆直径. 计算圆周速度. 计算齿宽b及模数 计算纵向重合度 计算载荷系数k.由4表10-2查得使用系数根据 v=0.897,8级精度由4图10-8查得系数=1.08由表10-4查得 由表10-13查得 由4表10-3查得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径.由5式(10-10a)得 计算模数3.2.3按齿根弯曲强度设计由4式(10-17) (1).确定计算参数 计算载荷系数根据纵向重合度从图410-28查得螺旋角影响系数 计算当量齿数 查取齿型系数和应力校正系数

11、由4表10-5查得, , , 计算大小齿轮的并加f以比较. 1).由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限.大齿轮的弯曲疲劳强度极限.2).4由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数: 3).计算弯曲疲劳许用应力,取弯曲疲劳安全系数 由4式10-12得: 故 比较得大齿轮的数值大.(2).设计计算 取2对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,而=2.0mm,已可满足弯曲强度. 取31 取则有 取1083.2.4几何尺寸计算(1).计算中心距 (2).按圆整后的中心距修正螺旋角. 因值改变不多,故参数、等不必修正. (3).计算大小齿轮的分度圆直径 (4)

12、.计算齿轮宽度 圆整后得 先画草图，齿轮，箱体，轴各段长度第四章 轴的设计及校核选取轴的材料为45钢,调制处理.4.1高速轴的结构设计各段轴颈宽度和各段长度段数数据123456L(mm)385020.75102.521.520.75d(mm)2025303434304.1.1初步确定轴的最小直径 按4式15-2初步估算轴的最小直径.根据表15-3 取，于是得: 输出轴的最小直径显然是安装连轴器的,为使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号.联轴器的转矩,查表14-1,取=1.3 则有 N按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准选用 TL3型弹性套柱销联轴器,其最大转矩为

13、63000。联轴器的孔径.故取,联轴器长度L=52mm.联轴器与轴配合的毂孔长度mm.4.1.2拟定轴上零件的装配方案.轴上装配有弹性套柱销联轴器,滚动轴承、封油圈、圆柱斜齿轮、键、轴承端盖.4.1.3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度.（1）为了满足弹性联轴器的轴向定位要求，取第一段右端需制出一轴肩。故取二段的直径，联轴器与轴配合的轮毂孔长度mm，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，故二段的长度应比略短一些，现取mm.（2）初步选择滚动轴承因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚

14、子轴承30306型，其尺寸为 , 故取第三段直径，而，故。30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5故 选轴承端盖和联轴器的距离为30mm，选轴承端盖的宽度为20mm，故 （3）因圆柱斜齿轮, 为了保证轴与轴两斜齿轮的正确啮合，则： mm 确定轴上圆角和倒角尺寸： 倒角，圆角。 (4) 轴上的键槽b=6 长度为25mm 4.2中间轴的结构设计 4.2.1初步确定轴的最小直径按4式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理根据表15-3 取，于是得: 该轴上有一个键槽轴径加宽6%所以d= 中间轴的最小直径是安装轴承的内径，所以轴的最小直径为标准值 4.2.2轴的结构设计及校核各段

15、轴颈宽度和各段长度段数数据12345L(mm)22.7524 123349.75d(mm)3544504235（1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴向定位的要求，左端轴承用轴承端盖和挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。初步选择滚动轴承 因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307型，其尺寸为：故 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得30306型轴承的定位轴肩高度h=4.5故 取按装齿轮的的轴径，大齿轮的左端用轴环进行轴向定位，轴肩高度故取h=3mm，

16、则，轴环的宽度L，故取，大齿轮的右侧采用套筒定位，已知齿轮毂的宽度为35mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，取 取左侧齿轮距箱体内壁的距离a=16mm，锥滚轴承距箱体内壁的距离为8mm ，已知 故 轴上零件的周向定位，齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按查手册，查得平键截面（GB/T 10951979） 长度L=32mm参考4II表（152），确定轴上圆角和倒角尺寸： 倒角，圆角。 4.3低速轴的结构设计及校核已知： 求作用在齿轮上的力 已知：斜齿大齿轮分度圆直径 大斜齿轮上的作用力有： 4.3.1初步确定轴的最小直径按4式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的

17、材料为45钢，调质处理根据表15-3 取，于是得: 输出轴的最小直径与联轴器联接有一个键槽，该轴与齿轮4配合也有一个键槽故该轴扩大1.12倍 输出轴的最小直径显然是安装连轴器的,为使所选的轴的直径与联轴器的孔径相适应,需同时选取联轴器型号. 联轴器的转矩,查表14-1,取=1.3 则有 N按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,查标准选用TL7型弹性套柱销联轴器,其最大转矩为500000。联轴器的孔径d=40mm.故取,联轴器长度L=112mm.联轴器与轴配合的毂孔长度mm.4.2.3轴的结构设计及校核各段轴颈宽度和各段长度段数数据1234567L(mm)8250106.75621016.52

18、9.25d(mm)40455055656050（1）拟定轴上零件装配方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度为了满足轴向定位的要求，1轴左端需要制出一个定位轴肩，故=45mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=50mm。联轴器与轴配合的轮毂孔长度Lmm，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，故一轴段的长度应比略短一些，现取mm.初步选择滚动轴承因轴承同时受径向和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承，参照工作要求根据=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310型，其尺寸为： 故取 L 左端轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查

19、得30310型轴承的定位轴肩高度h=5故 取安装齿轮处的轴段第二四段的直径，齿轮的左端左端采用轴肩定位轴肩高度h0.07d，取h=5mm，故取轴环d且轴环宽度b，取。齿轮的右端与轴承之间出采用套筒定位，已知轮毂宽度，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，取。选轴承端盖和联轴器的距离为30mm，选轴承端盖的宽度为20mm，故 考虑到箱体的铸造误差在确定滚动轴承的位置时。应距箱体一段距离s=8mm，已知滚动轴承的宽度T=29.25mm，齿轮4的轮毂宽度为64mm则 （3）、轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按查手册，查得平键截面（GB/T 10951979

20、）。（4）、确定轴上圆角和倒角尺寸参考4II表（152），取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为2mm.（5）、求轴上的载荷 1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于30310型圆锥滚子轴承查得，因此，作为简支梁的轴的支承跨距： L=176.5mm 4轴段右端面到轴承支点的距离： 2）作受力图 求支反力 ， 求弯矩 画弯矩图（b）3）作垂直平面的受力图 求支反力 ， 求弯矩 画弯矩图（c）4）合成弯矩画弯矩图（d）5）作扭矩图（e） 6）按弯扭组合成的应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩扭矩的界面强度，经分析：4轴段的端面也为危险截

21、面，对称循环变应力时 根据4式（154） 按4表（151）查得 由表（151）查得 经比较， 均小于许用应力60MPa，故安全。 第五章 轴承寿命计算 对低速轴进行寿命校核，根据已知所选的30310型圆锥滚动轴承知动载荷系数 计算步骤为： （1） 已知轴承所受的径向力(2) 由，产生的派生轴向力，为 (3) 判断轴的移动方向 故轴有向右移动趋势 （4）相当于2轴承压紧1轴承放松 (5) 求轴上当量动载荷和 因为 选选 (6) 寿命计算： 选载荷系数， 由 得： 故轴承安全。第五章 传动零件及轴承的润滑、密封的选择5.1齿轮润滑的选择齿轮的圆周速度，可选用浸油润滑，浸油润滑是将传动件一部分浸入油

22、中，传动件回转时，粘在其上的润滑油被带到啮合区进行润滑。同时，油池中的油被甩到箱壁上可以散热，箱体内应有足够的润滑油以保证润滑及散热需要。润滑油选全损耗系统用油（GB4431989）代号：LAN22，在40时，运动粘度为。凝点（倾点）不低于-5，闪点（开口）不低于150。主要用途用于小型机床齿轮箱，传动装置轴承，中小型电机风动工具等。5.2滚动轴承的润滑对齿轮减速器，当浸油齿轮的圆周速度时，滚动轴承宜采用脂润滑。当齿轮的圆周速度时，滚动轴承多采用油润滑。滚动轴承选钙钠基润滑脂（ZBE360011988）ZGN2。滴点不低于135.主要用途用于工作温度在80100，有水分或较潮湿环境中工作的机械

23、润滑。多用于铁路、机车、列车等滚动轴承（温度较高者）润滑，不适合低温工作。5.3减速器的密封减速器需要密封的部位一般有伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖、检查孔和排油孔接合面等处。5.3.1轴伸出处的密封为了防止润滑油漏出和外界杂质、灰尘等侵入轴承室的密封效果。毡圈式密封简单、价廉，但对轴颈接触面的摩擦较严重。主要用于脂润滑及密封处轴颈圆周速度较低（一般不超过）的油润滑。5.3.2箱体结合面的密封为了保证箱座、箱盖联接处的密封联接，凸缘应有足够的宽度，结合面要经过精刨或刮研。联接螺栓间距不应过大以保证压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片，只允许右剖面间涂以密封胶。为提高密封性，

24、左箱座凸缘上铣出回油沟,使渗入凸缘联接缝隙面上的油重新流回箱体内。铸造箱体材料一般多用铸铁HT150或HT200，铸造箱体较易获得合理和复杂的结构形状，刚度好易进行切削加工。5.4减速器箱体结构尺寸 机座壁厚 取 机盖壁厚 取 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机底凸缘厚度 地脚螺栓直径 取 地脚螺栓数目 轴承旁连接螺栓直径 取 盖与座连接螺栓直径 取 联接螺栓的间距 轴承端盖螺钉直径 取 窥视孔盖螺栓直径 取 定位销直径 至外机壁距离 至凸缘边缘距离 轴承外径： 轴承旁连接螺栓距离： 轴承旁凸台半径 箱外壁至轴承座端面距离： 机盖,机座筋厚： 大齿轮顶圆与箱内壁间距离： 参考文献 1王之栎.机械设

25、计课程设计.机械工业出版社2银金光.机械设计课程设计.中国林业出版社3濮良贵.机械设计基础.高等教育出版社4徐锦康.机械设计零件手册.高等教育出版社 5卢颂蜂.机械零件课程设计.清华大学6殷玉枫.机械设计.高等教育出版社 7朱家诚.机械设计课程设计.合肥工业大学出版社8黄义俊.机械设计基础课程设计.浙江大学出版社9陈秀宁、施高义.机械设计课程设计.浙江大学出版社 10林昌华、张海兵.机械设计课程设计.重庆大学出版社 11孔凌嘉.机械基础综合课程设计.北京理工大学出版社=2.433=0.76=0.891.65h=3.6=1.16k=2.27 249.71MPa=1.5mm113.31mm =1.08K=2.20K=2.12=2.0mm联轴器的孔径选单列圆锥滚子轴承 选单列圆锥滚子轴承