机械设计课程设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书设计题目: 直齿锥齿轮减速器 设计者: 董子源 专业： 工程学院09机械2班 学号: 200924123233 指导教师: 黄卉 2011年 12 月25日目录一、传动方案拟定 .3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配传动比 .5四、运动参数及动力参数计算 .5五、传动零件的设计 .6六、轴的设计.11七、输出轴的校核 .14八、轴承的校核.16机电专业课程设计题目 指导老师：黄卉设计一链式输送机传动用的V带传动及直齿圆锥齿轮减速器。传动简图如下图所示，设计参数为：输送链的牵引力：F=1.3KN输送链的速度：V=0.9m/s输送链链轮的节圆直径d=105mm1电动机 2V传动带 3减速器4联轴器 5输送机的链轮注：1、链板式输送机在仓库、行李房或装配车间运送成件物品，运转方向不变，工作载荷稳定； 2、工作寿命15年，每年工作300个工作日，每日工作16小时。计算机说明结果一、传动方案拟定方案如下图所示：一级带传动和圆锥齿轮减速器；工作条件：链板式输送机在仓库、行李房或装配车间运送成件物品，运转方向不变，工作载荷稳定；2、工作寿命15年，每年工作300个工作日，每日工作16小时。原始数据：输送链的牵引力：F=1.3KN输送链的速度：V=0.9m/s输送链链轮的节圆直径d=105mm二、电动机的选择1.电动机选择（1）选择电动机类型：按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型（2）选择电动机的容量：电动机所需工作功率按2P12式（1）为Pd=Pw/a kW由2P12式（2）Pd=Fv/1000kW因此Pd=Fv/（1000a）kW由电动机至运输带的传动总效率为：a=132345 式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和链轮的传动效率。 取1=0.96，2=0.98，3=0.96，4=0.99，5=0.92，则 a=0.960.9830.960.990.96=0.790 所以 Pd=Fv/（1000a）=(13000.9)/（10000.798） =1.466kW（3）确定电动机转速： 链轮工作的转速为n=601000v/D=6010000.9/（105）=163.702r/min参考2P1表一推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i,1=24，以及圆锥齿轮减速器传动比i,2=23，则总传动比合理范围为i,a=412，故电动机转速的可选范围为： n,d= i,an=（412）163.702=654.8081964.424r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min根据容量和转速，由4P274表17-1。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择n=1000r/min。（4）确定电动机的型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机的型号为Y100L-6其主要性能如下：额定功率1.5kW 满载转速nm=940r/min三、计算总传动比和分配传动比 （1）总传动比由2P15式（7），得 ia=nm/n=940/163.702=5.742 （2）分配传动装置传动比由2P16式（8） ia=ioi（式中io、i分别为带传动和减速器的传动比） 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=2.2，则减速器的传动比为： i=ia/i0=5.742/2.2=2.610四、运动参数和动力参数计算 如将传动装置各轴由高速到低速依次为轴、轴、链轮轴，则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。（1） 各轴转速由2P19式（9）（11），得轴 n=nm/i0=940/2.2=427.273r/min轴 n=n/i1=427.273/2.610=163.706r/min链轮轴 n=n=163.706r/min（2）各轴的输入功率由式（12）（15）2P19P20，得轴 P=Pd01=Pd1=1.4660.96=1.407kW轴 P=P12=P23=1.4070.980.96=1.324kW链轮轴 P=P23=P24=1.3240.980.99=1.285kW（3）各轴入扭矩由2P20式（16）（21），得 电动机输出的转矩Td=9550Pd/nm=95001.466/940=14.894Nm 轴的输入转矩 轴 T=Tdi001=Tdi01=14.8942.20.96=31.456Nm轴 T=Ti112=T1i123=31.4562.6100.980.96=77.240Nm链轮轴 T=T24=77.2400.980.99=74.938Nm五、传动零件的设计 1.V带轮的传动设计计算（1）确定计算功率PCa由于此带式运输机为连续单向运转，工作载荷稳定，每天工作16个小时，查1P156表8-7，得kA=1.3， 故Pca=KAPd=1.21.5kW=1.95kW（2）选择V带的带型根据Pca、n1由1P151图8-10得：选用A型V带（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1由课本1P155表8-6和1P157表8-8，取小带轮的基准直径dd1=112mm。验算带速v按课本1P150式（8-13）验算带的速度v=dd1n1/（601000）=112940/（601000）=5.512m/s （其中n1为主动轮的转速，n1=nm）因为5m/sv25m/s，带速合适。计算从动轮的基准直径根据课本1P150式（8-15a），计算从动轮的基准直径dd2dd2=i0dd1=2.2112=246.4mm（4）确定V带的中心矩a和基准长度Ld根据课本1P152式（8-20）0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初定中心距a0=500mm由课本1P158式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2350+3.14（75+180）/2+（180-75）2/（4350）1578.150mm由课本1P146表8-2选带的基准长度Ld=1600mm按课本1P158式（8-23）计算实际中心距aaa0+（LdLd0）/2=510.925mm（5）验算小带轮上的包角111800（dd2dd1）57.30/a=1800（250-112）57.50/510.927=164.46901200（适用）（6）计算V带的根数z计算单根V带的额定功率pr由dd1=112mm和n1=940r/min根据课本1P152表8-4a，得P0=1.15kW根据n1=940r/min，i0=2.2和A型带，查课本1P153 表（8-4b）得P0=0.11kW根据课本1P155表8-5得Ka=0.96根据课本1P146表8-2得KL=0.99，于是Pr=（P0+P0）*Ka*KL=（0.325+0.03）0.961.08=1.197kW计算V带的根数zz=PCa/Pr=1.95/1.197=1.628取圆整为2根（7）计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由1P149表8-3得A型带的单位长度质量 q=0. 1kg/m，所以：(F0)min=500（2.5Ka）PCa/Kazv+qv2=500（2.50.96）1.32/（0.9625.512）+0.15.5122N=144.916N应使带的实际初拉力F0(F0)min（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为：（Fp）min=2z（F0）minsin（1/2）=24144.916sin（164.469/2）=574.348N2、齿轮传动的设计（1）选定齿轮材料、精度等级及齿数如设计任务书图所示，选择标准直齿圆锥齿轮传动。选用8级精度（GB10095-88）、软齿面。根据课本1P191表10-1小齿轮材料选用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=24 大齿轮齿数z2=uz=iz=2.61024=62.64 取z2=63。（2）按齿面接触疲劳强度设计由1P227设计计算公式（10-26）1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递的转矩T1=3.146104 Nmm取齿宽系数R=1/3由1表10-6查得材的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由1图10-13（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2=550MPa由1式10-13计算应力循环次数NLN1=60n1jLh=60427.2731（1630015） =1.846109 N2=N1/i=1.846109/2.610=7.703108由1图10-19查得接触疲劳寿命系KHN1=0.88KHN2=0.92计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%，安全系数S=1.0由1式10-12，得H1=KHN1Hlim1/S=0.88600/1.0Mpa=528MpaH2=KHN2Hlim2/S=0.92550/1.0Mpa=506Mpa2）计算试算小齿轮分度圆直径dd1，代入H较小的值平均分度圆直径dmdm=dm（10.5R）=61.946*（10.51/3）=51.623mm计算圆周速度v v=1.155m/s 计算载荷系数K由课本1表10-2查得使用系数KA=1.00；由课本1图10-8查得动载系数Kv=1.12；对于直齿锥齿轮，取齿间载荷分配系数KHa=KFa=1.0；由课本1表10-9取轴承系数KHbe=1.25，则KH=KF=1.5KHbe =1.51.25=1.875故载荷系数K=KAKVKHaKH=1.001.121.01.875=2.1按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本1式10-10a，得计算模数m m=d1/z1=45.375/20=2.269mm（3）按齿根弯曲强度设计由1式10-24得弯曲强度的设计公式为 1）确定公式内的各计算数值由课本1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。 由课本1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本1式10-12，得 计算载荷系数KK=KAKVKFaKF=1.001.121.01.875=2.1 计算齿轮当量齿数 分锥量 1=tan1（z1/z2）=20.854 2=902 =69.146 当量齿数zv zv1=z1/cos1=24/cos20.854=25.682,取25zv2=z2/cos2=63/cos69.146=176.972117取齿形系数YFa由课本1表10-5得YFa1=2.65YFa2=2.30查取应力校系数由课本1表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.74计算大、小齿轮的YFa*YSa/F小齿轮：大齿轮： （大齿轮的数值大。）2）设计计算对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，m的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.282并就近圆整为标准值m=3mm。算出小齿轮的齿数z1=d1/m=72.684/3=24.228mm（取z1=24mm）大齿轮的齿数z2=u/z1=2.61024=62.64mm（取z2=63）（4）几何尺寸计算计算分度圆直径dd1=z1m=243=72mmd2=z2m=633=189mm 平均分度圆直径dmdm1=d1(10.5R)=72(10.51/3）=60mmdm2=d2(10.5R)=189（10.51/3）=157.5mm分锥角1=tan1（z1/z2）=20.854 2=902 =69.146锥距R宽度b取b=30mm齿顶高ha、齿根高hfha=h*am=3mmhf=（h*ac*）m=3.6mm六、轴的设计1.输出轴的设计1）输出轴的功率P2、转数n2和转矩T2由前面的计算可知：P2=1.324kwn2=163.706r/minT2=77.240Nmm2）初步确定轴的最小直径 先按课本1式15-2初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本1表15-3，取A0=112，得考虑键槽的削弱，计算结果加大3%，则dmin=dmin（13%）=23.156mm选择联轴器联轴器的计算转矩TcaTca=KAT2=1.577.24=115.860Nm（KA 查课本1表14-1，得KA =1.5）按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查4P145表12-5，选用TL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125Nm，半联轴器的孔径d1=25mm，故d-=25mm；半联轴器长度L=62m，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。3）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配图方案，如下图：（2）根据周向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，轴肩的高度h=（0.070.1）d，故取-的直径d-=30mm；左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器与轴配合的毂空长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故-段的长度应比L1略小一些，故取l-=42mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=30mm，由4P117表9-6-1选择30307其尺寸dDT=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm，滚动轴承均采用挡油板和轴承盖进行轴向定位。取d-=40mm。取安装锥齿轮处的轴段-的直径为d-=40mm，齿轮右端与右端轴承时间采用挡油板定位。齿轮轮毂宽度l=（11.2）d-，取40mm，为了使挡油板端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=36mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=4mm，取轴环处的直径d-=48mm。轴环宽度b1.4h，取l-=8mm。轴承端盖的总宽度为30mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器右端面间的距离l=20mm，故取l-=50mm。齿轮端面距箱体内壁距离a=10mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁一定距离s，取s=8mm已知滚动轴承宽度T=22.75mm齿轮轮毂宽度为40mm，则l-=asT（4036）=44.75mm，取45mm l-=23+14=37mml-在画图时确定，为l-=84mm2.输入轴的设计（1）求输入轴的功率P1、转数n1和转矩T1由前面的计算可知：P1=1.407kwN1=427.273r/minT1=31.456Nmm（2）初步确定轴的最小轴径 先按课本1式15-2初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢。根据1表15-3取A0=112，得考虑键槽的削弱，计算结果加大3%，则dmin=dmin（13%）=17.163mm（取d=16mm）（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度带轮轮毂长度L=（1.52）d=40mm，l-=40mm，d-=20mm-轴段右端需制一轴肩，取轴肩高度h=2mm，故d-=24mm。选择滚动轴承。同输出轴，选用圆锥滚子轴承，根据d-=24m，由4表9-6-1选择30306，其尺寸为dDT=30mm72mm20.75mm，故d-=d-=30mm。左端轴承采用轴肩进行定位。取h=3mm，故d-=36mm。l-=l-=19mm。取为两轴承间的距离，l1=2.5d-=90mm，得l-=l118.75=69.25mm，取70mm。取安装齿轮处的轴段-直径=22mm套杯的设计。取套杯厚度2=8mm，由49-6-1，轴承30306的Da=65mm，取直径D=68mm。七、输出轴的校核1.作用在齿轮上的力：Ft=2T2/dm2=277240/158=977.722NF=Ftan=977.722tan20=355.862NFr=Fcos2=355.862cos69.146=126.683N Fa=Fsin2=355.862sin69.146=332.550N 2.外力分析： 如图示：T=Ftd2/2=977.722198/2=92394.729Nmm（1）垂直面内：如图（d）（e）M1=0 FNv2（l1+l2）Frl2Ma=0 F=0 FNv1Fr+ FNv2=0解得：FNv1=-117.599N FNv2=244.282N 所以：Mv1=-FNv1l1=15523.068N/mm Mv2=FNv2l2=-10748.408n/mm（1）水平面内：如图（b）（c）F=0 FtFNH2FNH1=0M1=0 FNH1l1FNH2l2=0解得：FNH1=325.911N/mmFNH2=651.822N/mm所以：MH= FNH2l2=43020.252N/mm由轴的结构图及弯矩图可以看出截面B是轴的危险截面总弯矩M1=(MH2+Mv12)1/2M2=(MH2+Mv22)1/2得：M1=45735.191N/mmM2=44342.647N/mm 扭矩T=92394.729按弯扭合成应力校核轴的强度：校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面B由1P373式15-5ca=M2+(T)21/2/W-1由1373，因轴受的扭转切应力为脉动循环变应力，故取0.6由1373表15-4得W=d3/32bt（dt）2/2d由 4表7-1和公称直径d=40mm查得平键截面bh=128，t=5.0c+0.2故W=5364.435所以ca=M2+(T)21/2/W，得ca=13.398MPa由于轴选用45钢，调制处理，由1P362表15-1，得-1=60MPa因此ca-1，故安全。八、轴承的校核所选轴承为30307，由【4】P118表9-6-1，得Cr=75.2kN，C0r=82.5kN，e=0.31，Y=1.9，n=163.706r/min 则，当量动载荷P=X FrY Fa =682.518;(X=0