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1、 機械設計課程設計 計　算　及　說　明 結　果 機械設計課程設計 設計說明書 專 業(yè) 班 級： 機械設計執(zhí)照及其制動化0802 設 計： 王彥翔 學 號： 220082705 指 導 教 師： 吳克勤 設 計 時 間： 2010年12月20日 起 2010年1月 6日 止 沈陽工業(yè)大學化工裝備學院 設計目錄

2、 第一章 電動機的選擇及功率的計算 1.1電動機的選擇 第二章 傳動比的分配及參數(shù)的計算 2.1總傳動比 2.2分配傳動裝置各級傳動比 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 第三章 齒輪傳動的計算 3.1斜齒輪傳動(高速軸) 3.2斜齒輪傳動（低速軸） 第四章 軸的設計及校核 4.1高速軸的結構設計 4.2中間軸的結構設計 4.3低速軸的結構設計及校核 第五章 軸承壽命計算 第六章 傳動零件及軸承的潤滑、密封的選擇 6.1齒輪潤滑的選擇 6.2滾動軸承的潤滑 6.3減速器的密封 6.4減速器箱體結構尺寸 一．設計任務書

3、 傳動裝置 傳動簡圖 原始數(shù)據(jù) 數(shù)據(jù)編號 運輸帶工作拉力F(N) 運輸帶工作速度V(m/s) 卷筒直徑D/mm 3 2100 1.4 300 第一章 電動機的選擇及功率的計算 1.1電動機的選擇 1.1.1選擇電動機的類型 按工作要求選用y系列三相異步電動機，臥式封閉結構。電源的電壓為380V。 1.1.2選擇電動機功率 根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率為： 其中 F: 運輸帶工作拉力 V: 運輸帶工作速度 電動機所需要的功率為: 式中為傳動系統(tǒng)的總功率: 由[1]表2-5確定各部分效率為: 為滾子軸承效率

4、，值為0.99。為齒輪軸承效率（精度為8級），值為0.97。為聯(lián)軸器效率，值為0.99。為帶傳動效率，值為0.96.代入上式得： 電動機所需要的功率為: 因載荷平穩(wěn),電動機額定功率略大于即可.選電動機功率為4kw，y系列電動機. 1.1.3確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速： 選取電動機型號為Y112M-4，電動機中心高112mm，軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度為：28mm，60mm。其主要參數(shù)見表1： 同步轉速（） 額定功率（） 滿載轉速（） 1500 4．0 1440 2.2 2.2 第二章 傳動比的分配及參數(shù)的計算 2.1

5、總傳動比 帶式運輸機傳動系統(tǒng)的總傳動比: 2.2分配傳動裝置各級傳動比 取兩個聯(lián)軸器的傳動比為1。由計算得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為： 為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩級齒輪的配對材料相同，齒面硬度HBS≦350。齒寬高系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速機傳動比： 低速機傳動比為 2.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉速,功率和轉矩計算如下: 2.3.1 Ⅰ軸（高速軸／電動機軸） 2.3.2 Ⅱ軸(中間軸)

6、 2.3.3 Ⅲ軸(低速軸) 將上述計算結果列表2-1中,以供查詢 表2-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù) 參數(shù) Ⅰ軸(高速軸) Ⅱ軸（中間軸） Ⅲ軸（低速軸） 轉速 n r/min 1440 319.64 92.25 功率 P (kw) 3.96 3.8 3.65 轉矩 T (N.m) 26.26 113.53 377.86 傳動比i 4.505 3.465 第三章 齒輪傳動的計算 3.1斜齒輪傳動(高速軸) 3.1.1選精度等級

7、,材料及齒數(shù). 運輸機一般工作機器速度不高,故選用8級精度 (1).選擇材料及熱處理方法 選中碳鋼: 大齒輪：45鋼 小齒輪：40Cr 熱處理方法:小齒輪調制處理(280HBS)、 大齒輪調制處理(240HBS) 硬度差HBS=280-240=40HBS (2).選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取91 (3).選取螺旋角 初選螺旋角= 3.1.2按齒面接觸強度設計 根據(jù)[4]按式(10-21)試算 即 (1).確定公式內的各計算值. 試選 1.3 由

8、[4]圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) =2.433 由[4]圖10-26查得 =0.76 =0.89 則有 1.65 查[4]表10-7選取齒寬系數(shù) 查[4]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由[4]圖10-21 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由[5]式10-13 計算應力循環(huán)次數(shù) 由[4]圖10-19 查得 接觸疲勞系數(shù), 對接觸疲勞強度計算,點蝕破壞后不會立即導致不能繼續(xù)工作的后果,故可取 . 按(10-12)計算接觸疲勞許用應力

9、: 許用接觸應力: (2)．計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑 ②計算圓周速度 ③計算齒寬b及模數(shù) ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù)k. 由[4]表10-2查得使用系數(shù) 又根據(jù) v=2.48,8級精度，由[4

10、]圖10-8查得系數(shù)=1.12 由表10-4查得 由表10-13查得 由[4]表10-3查得 故載荷系數(shù) ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑. 由[5]式(10-10a)得 ⑦計算模數(shù) 3.1.3按齒根彎曲強度設計 由[4]式(10-17) (1).確定計算參數(shù) ①計算載荷系數(shù) =2.101 根據(jù)縱向重合度 從[4]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) ②計算當量齒數(shù)

11、 ③查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù) 由[4]表10-5查得, , , ④計算大小齒輪的并加以比較. 1).由圖10-20c查得 小齒輪的彎曲疲勞強度極限. 大齒輪的彎曲疲勞強度極限. 2).由[4]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù) ， 3).計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[4]式10-12得: 故 比較得大齒輪值大. (2).設計計算

12、 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),而=1.5,已經可以滿足彎曲強 度，但為了同時滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓圓直徑來計算應有的齒數(shù).于是由 取 則 3.1.4幾何尺寸計算 (1).計算中心距 mm (2).按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多,故參數(shù)、、等不必修正. (3).計算大小齒輪的分度圓直徑

13、 (4).計算齒輪寬度 圓整后得 3.2斜齒輪傳動（低速軸） 3.2.1選精度等級,材料及齒數(shù). 運輸機一般工作機器速度不高,故選用8級精度 (1).選擇材料及熱處理方法 選中碳鋼:45鋼 熱處理方法:小齒輪調制處理(280HBS) 大齒輪調制處理(240HBS) 硬度差HBS=280-240=40HBS (2).選小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 取 (3).選取螺旋角 初選螺旋角= 3.2.2按齒面接觸強度

14、設計 按[4]式(10-21)試算,即 (1).確定公式內的各計算值. 試選 由[4]圖10-30 選取區(qū)域系數(shù) 由[4]圖10-26查得 則有 查[4]表10-7選取齒寬系數(shù) 查[4]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 由[4]圖 10-21d 按齒面硬度查得 小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限 由[5]式 10-13計算應力循環(huán)次數(shù) 由[4]圖 10-19 查得接觸疲勞系數(shù)

15、 , 對接觸疲勞強度計算,點蝕破壞后不會立即導致不能繼續(xù)工作的后果,故可取 . 按(10-12)計算接觸疲勞許用應力: 許用接觸應力: (2)．計算 ①試計算小齒輪分度圓直徑. ②計算圓周速度. ③計算齒寬b及模數(shù)

16、 ④計算縱向重合度 ⑤計算載荷系數(shù)k. 由[4]表10-2查得使用系數(shù) 根據(jù) v=0.897,8級精度由[4]圖10-8查得系數(shù)=1.08由表10-4查得 由表10-13查得 由[4]表10-3查得 故載荷系數(shù) ⑥按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑. 由[5]式(10-10a)得 ⑦計算模數(shù) 3.2.3按齒根彎曲強度設計 由[4]式(10-17) (1).確定計算參數(shù)

17、①計算載荷系數(shù) 根據(jù)縱向重合度從圖[4]10-28查得螺旋角影響系數(shù) ②計算當量齒數(shù) ③查取齒型系數(shù)和應力校正系數(shù) 由[4]表10-5查得, , , ④計算大小齒輪的并加f以比較. 1).由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限.大齒輪的彎曲疲勞強度極限. 2).[4]由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù): 3).計算彎曲疲勞許用應力,取彎曲疲勞安全系數(shù) 由[4]式10-12得:

18、 故 比較得大齒輪的數(shù)值大. (2).設計計算 取2 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),而=2.0mm,已可滿足彎曲強度. 取31 取則有 取108 3.2.4幾何尺寸計算 (1).計算中心距 (2).按圓整后的中心距修正螺旋角. 因值改變不

19、多,故參數(shù)、、等不必修正. (3).計算大小齒輪的分度圓直徑 (4).計算齒輪寬度 圓整后得 先畫草圖，齒輪，箱體，軸各段長度 第四章 軸的設計及校核 選取軸的材料為45鋼,調制處理. 4.1高速軸的結構設計 各段軸頸寬度和各段長度 段數(shù) 數(shù)據(jù) 1 2 3 4 5 6 L(mm) 38 50 20.75 102.5 21.5 20.75 d(mm) 20 25 30 34 34 30 4.1.1初步

20、確定軸的最小直徑 按[4]式15-2初步估算軸的最小直徑. 根據(jù)表15-3 取，于是得: 輸出軸的最小直徑顯然是安裝連軸器的,為使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,需同時選取聯(lián)軸器型號. 聯(lián)軸器的轉矩,查表14-1,取=1.3 則有 N 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查標準選用 TL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其最大轉矩為63000。聯(lián)軸器的孔徑.故取,聯(lián)軸器長度L=52mm.聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm. 4.1.2擬定軸上零件的裝配方案. Ⅰ軸上裝配有彈性套柱銷聯(lián)軸器,滾動軸承、封油圈、圓柱斜齒輪、鍵、軸承端蓋. 4.1.

21、3根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度. （1）為了滿足彈性聯(lián)軸器的軸向定位要求，取第一段右端需制出一軸肩。故取二段的直徑，聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故二段的長度應比略短一些，現(xiàn)取mm. （2）初步選擇滾動軸承 因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求根據(jù)，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306型，其尺寸為 , 故取第三段直徑，而，故。30306型軸承的定位軸肩高度h=3.5故

22、 選軸承端蓋和聯(lián)軸器的距離為30mm，選軸承端蓋的寬度為20mm，故 （3）因圓柱斜齒輪, 為了保證Ⅰ軸與Ⅱ軸兩斜齒輪的正確嚙合，則： mm 確定軸上圓角和倒角尺寸： 倒角，圓角。 (4) Ⅰ軸上的鍵槽b=6 長度為25mm 4.2中間軸的結構設計 4.2.1初步確定軸的最小直徑 按[4]式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理根據(jù)表15-3 取，于是得: 該軸上有一個鍵槽軸徑加寬6% 所以d

23、= 中間軸的最小直徑是安裝軸承的內徑，所以軸的最小直徑為標準值 4.2.2軸的結構設計及校核 各段軸頸寬度和各段長度 段數(shù) 數(shù)據(jù) 1 2 3 4 5 L(mm) 22.75 24 12 33 49.75 d(mm) 35 44 50 42 35 （1）擬定軸上零件裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足軸向定位的要求，左端軸承用軸承端蓋和擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑。 ②初步選擇滾動軸承 因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求根據(jù)，由軸承產品目錄中初

24、步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307型，其尺寸為： 故 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得30306型軸承的定位軸肩高度h=4.5故 ③取按裝齒輪的的軸徑，大齒輪的左端用軸環(huán)進行軸向定位，軸肩高度故取h=3mm，則，軸環(huán)的寬度L，故取，大齒輪的右側采用套筒定位，已知齒輪轂的寬度為35mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取 ④取左側齒輪距箱體內壁的距離a=16mm，錐滾軸承距箱體內壁的距離為

25、8mm ，已知 故 ⑤軸上零件的周向定位，齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按查手冊，查得平鍵截面（GB/T 1095～1979） 長度L=32mm ⑥參考[4]II表（15—2），確定軸上圓角和倒角尺寸： 倒角，圓角。 4.3低速軸的結構設計及校核 已知： 求作用在齒輪上的力 已知：斜齒大齒輪分度圓直徑 大斜齒輪上的作用力有：

26、 4.3.1初步確定軸的最小直徑 按[4]式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理根據(jù)表15-3 取，于是得: 輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器聯(lián)接有一個鍵槽，該軸與齒輪4配合也有一個鍵槽故該軸擴大1.12倍 輸出軸的最小直徑顯然是安裝連軸器的,為使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,需同時選取聯(lián)軸器型號. 聯(lián)軸器的轉矩,查表14-1,取=1.3 則有 N 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件,查標準選用TL7型彈性套柱銷聯(lián)軸器,其最大轉矩為500000。聯(lián)軸器的孔徑

27、d=40mm.故取,聯(lián)軸器長度L=112mm.聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm. 4.2.3軸的結構設計及校核 各段軸頸寬度和各段長度 段數(shù) 數(shù)據(jù) 1 2 3 4 5 6 7 L(mm) 82 50 106.75 62 10 16.5 29.25 d(mm) 40 45 50 55 65 60 50 （1）擬定軸上零件裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 ①為了滿足軸向定位的要求，1軸左端需要制出一個定位軸肩，故=45mm，右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度Lmm，為

28、了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故一軸段的長度應比略短一些，現(xiàn)取mm. ②初步選擇滾動軸承 因軸承同時受徑向和軸向力的作用，故選單列圓錐滾子軸承，參照工作要求根據(jù)=45mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310型，其尺寸為： 故取 L 左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得30310型軸承的定位軸肩高度h=5故 ③取安裝齒輪處的軸段第二四段的直徑，齒輪的左端左端采用軸肩定位軸肩高度h>0.07d，取h=5mm，故取軸環(huán)d且軸環(huán)寬度b，取。齒輪的右端與軸承之間出采用套筒定位，已

29、知輪轂寬度，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，取。 選軸承端蓋和聯(lián)軸器的距離為30mm，選軸承端蓋的寬度為20mm，故 ④ 考慮到箱體的鑄造誤差在確定滾動軸承的位置時。應距箱體一段距離s=8mm，已知滾動軸承的寬度T=29.25mm，齒輪4的輪轂寬度為64mm則 （3）、軸上零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接，按查手冊，查得平鍵截面（GB/T 1095～1979）。 （4）、確定軸上圓角和倒角尺寸 參考[4]II表（15—2），取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑為2mm. （5）、求軸上的載荷 1）首先

30、根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖，在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值，對于30310型圓錐滾子軸承查得，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距： L=176.5mm 4軸段右端面到軸承支點的距離： 2）作受力圖 ①求支反力 ， ② 求彎矩 ③畫彎矩圖（b） 3）作垂直平面的受力圖 ①求支反力 ，

31、 ②求彎矩 ③畫彎矩圖（c） 4）①合成彎矩 ②畫彎矩圖（d） 5）作扭矩圖（e） 6）按彎扭組合成的應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩扭矩的界面強度，經分析：4軸段的端面也為危險截面， 對稱循環(huán)變應力時 根據(jù)[4]式（15—4） 按[4]表（15—1）查得 由表（15—1）查得

32、 經比較， 均小于許用應力60MPa，故安全。 第五章 軸承壽命計算 對低速軸進行壽命校核，根據(jù)已知所選的30310型圓錐滾動軸承知動載荷系數(shù) 計算步驟為： （1） 已知軸承所受的徑向力 (2) 由，產生的派生軸向力，為 (3) 判斷軸的移動方向 故軸有向右移動趨勢 （4）相當于2軸承壓緊1軸承放松 (5) 求軸上當量動載荷和 因為 選 選

33、 (6) 壽命計算： 選載荷系數(shù)， 由 得： 故軸承安全。 第五章 傳動零件及軸承的潤滑、密封的選擇 5.1齒輪潤滑的選擇 齒輪的圓周速度，可選用浸油潤滑，浸油潤滑是將傳動件一部分浸入油中，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，油池中的油被甩到箱壁上可以散熱，箱體內應有足夠的潤滑油以保證潤滑及散熱需要。 潤滑油選全損耗系統(tǒng)用油（GB443—1989）代號：L—AN22，在 40℃時，運動粘度為。凝點（傾點）不低于-5℃，閃點（開口）不低于150℃。主要用途用于小型機床齒

34、輪箱，傳動裝置軸承，中小型電機風動工具等。 5.2滾動軸承的潤滑 對齒輪減速器，當浸油齒輪的圓周速度時，滾動軸承宜采用脂潤滑。當齒輪的圓周速度時，滾動軸承多采用油潤滑。滾動軸承選鈣鈉基潤滑脂（ZBE36001—1988）ZGN—2。滴點不低于135℃.主要用途用于工作溫度在80℃～100℃，有水分或較潮濕環(huán)境中工作的機械潤滑。多用于鐵路、機車、列車等滾動軸承（溫度較高者）潤滑，不適合低溫工作。 5.3減速器的密封 減速器需要密封的部位一般有伸出處、軸承室內側、箱體接合面和軸承蓋、檢查孔和排油孔接合面等處。 5.3.1軸伸出處的密封 為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質、灰塵等侵入軸承室的密

35、封效果。氈圈式密封簡單、價廉，但對軸頸接觸面的摩擦較嚴重。主要用于脂潤滑及密封處軸頸圓周速度較低（一般不超過）的油潤滑。 5.3.2箱體結合面的密封 為了保證箱座、箱蓋聯(lián)接處的密封聯(lián)接，凸緣應有足夠的寬度，結合面要經過精刨或刮研。聯(lián)接螺栓間距不應過大以保證壓緊力。為了保證軸承孔的精度，剖分面間不得加墊片，只允許右剖面間涂以密封膠。為提高密封性，左箱座凸緣上銑出回油溝,使?jié)B入凸緣聯(lián)接縫隙面上的油重新流回箱體內。 鑄造箱體材料一般多用鑄鐵HT150或HT200，鑄造箱體較易獲得合理和復雜的結構形狀，剛度好易進行切削加工。 5.4減速器箱體結構尺寸 機座壁厚 取

36、 機蓋壁厚 取 機座凸緣厚度 機蓋凸緣厚度 機底凸緣厚度 地腳螺栓直徑 取 地腳螺栓數(shù)目 軸承旁連接螺栓直徑 取 蓋與座連接螺栓直徑 取 聯(lián)接螺栓的間距 軸承端蓋螺釘直徑 取 窺視孔蓋螺栓直徑 取 定位銷直徑 至外機壁距離 至凸緣邊緣距離 軸承

37、外徑： 軸承旁連接螺栓距離： 軸承旁凸臺半徑 箱外壁至軸承座端面距離： 機蓋,機座筋厚： 大齒輪頂圓與箱內壁間距離： 參考文獻 [1]王之櫟.機械設計課程設計.機械工業(yè)出版社 [2]銀金光.機械設計課程設計.中國林業(yè)出版社 [3]濮良貴.機械設計基礎.高等教育出版社 [4]徐錦康.機械設計零件手冊.高等教育出版社 [5]盧頌蜂.機械零件課程設計.清華大學 [6]殷玉楓.機械設計.高等教育出版社 [7]朱家誠.機械設計課程設計.合肥工業(yè)大學出版社 [

38、8]黃義俊.機械設計基礎課程設計.浙江大學出版社 [9]陳秀寧、施高義.機械設計課程設計.浙江大學出版社 [10]林昌華、張海兵.機械設計課程設計.重慶大學出版社 [11]孔凌嘉.機械基礎綜合課程設計.北京理工大學出版社

39、

40、 =2.433 =0.76 =0.89 1.65 h=3.6 =1.16 k=2.27

41、 249.71 MPa =1.5mm 113.31mm =

42、 =1.08 K=2.20 K=2.12 =2.0mm

43、 聯(lián)軸器的孔徑 選單列圓錐 滾子軸承

44、

45、 選單列圓錐 滾子軸承 - 37 -