机械设计课程设计说明书仅供参考

机械设计课程设计目录1设计任务书22传动方案的拟定及说明43电动机的选择54传动装置的运动和动力参数65传计算动零件的设计及计算76V带传动计算87高速齿轮设计108低速齿轮设计169减速器轴与轴承的装配设计与校核221输入轴及其轴承装置、键的设计222中间轴及其轴承装置、键的设计263输出轴及其轴承装置、键的设计2910联轴器的选择3411润滑和密封3512减速器附件的选择351设计小结381参考资料38一设计任务书1工作数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度M/S卷筒直径DMM2800143502工作条件工作情况两班制，连续单向运转，载荷较平稳。运输带速度允许误差正负5。使用期限10年3工作环境工作环境室内，环境最高温度35度左右。4传动方案图二传动方案的拟定及说明1、传动系统方案的分析；2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；1各轴转速N2各轴传递功率P；3各轴转矩T；3、传动零件的设计计算；4、轴的设计计算；5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核；6、键联接和联轴器的选择及校核；7、减速器箱体，润滑及附件的设计；8、装配图和零件图的设计；9、设计小结；10、参考文献三电动机的选择电动机类型选择三相鼠笼异步电动机，Y系列，额定电压380V皮带转速VSMV/41工作机的功率WPKW92310428VFWF工作机阻力V工作机线速度电动机输出功率DPKW57840923WDP确定电动机的额定功率ED因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额EDPD定功率为5KW。确定电机转速确定工作机的转速MIN/4376IN/103546603RRDVNW查表知V带传动常用传动比范围为24,二级圆柱齿轮减速器传动比I840所以电动机转速的可选范围是IN/12937648RNIVWD齿带符合这一范围的转速有1500、3000可见同步转速为1500R/MIN，3000R/MIN的电动机都符合，根据电动机所需功率和转速。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。表2电动机方案电动机型号额定功率同步转速R/MIN额定转速R/MIN额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y132S1255KW300029202022四传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配传动系统的总传动比WMNI传动系统的总传动比是电动机的满载转速R/MINM工作机输入轴的转速，R/MINWN计算如下I/290MR38476I为使V带传动外部尺寸不要太大,初取305带I则减速器传动比为521038带减I取高速级,则低速级117435212I减结果0带I1I2I五计算传动装置的运动和动力参数从电动机到输送滚筒轴分别为O轴、1轴、2轴、3轴、4轴；01234,依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。对应于各轴的转速分别为、；对应于电动机轴的输出功率和其余各轴的输入功率分别为、。DP运动和动力参数结果如下表轴名功率PKW转矩TNM转速MR/电动机轴485DP86159024MDDP29200N轴KWD654908119031带ITDMIN/3750291RIN带轴KWPD61490852129213706851212ITD带I/192RI带轴KWPD42596098231233126509074538312121IITD带MIN/376212R带六V带传动的设计已知电动机功率485KW,转速2920R/MIN,传动比305。0P0N1、由于载荷平稳,选用普通V带。2、确定计算功率（查课本表87选择）156P1AK114855335KWDACAPK3、选择带型根据与2920R/MIN,由机械设计第八版图CAP0N811确定选用A型4、确定带轮基准直径并验算带速由机械设计第八版表86和88初取主动轮的基准直径90MM1D验算带速1375M/S10629061NVD因为5M/S1AD。35712890因此,主动轮上的包角合适。7计算普通V带的根数Z由R/MIN，90MM，I305，查机械设计手册得90N1DPO1682KWPO0355KW查机械设计（第八版表85得0942,表82得099KLK31290423506821LOCAKZ故取Z48计算预紧力F0查表83，得Q010KG/M,故NQVZKPKCA1495202MIN0应使带的实际拉力。I9计算作用在轴上的压轴力PF249914SIN77855N2SI21MN0INZP25810V带轮的选择由主、从动轮的基准直径,选用轮辐式V带轮其宽度BZ1E2F41122750MM七高速级大小齿轮的设计选精度等级材料和齿数1选用直齿圆柱齿轮传动2选用级精度3材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。4选小齿轮齿数24，大齿轮齿数324721Z12ZI按齿面接触强度设计由机械设计（第八版）式（109A）试算，即3211HEDTTZUTKD式中小齿轮传递的转矩，NMM1T小齿轮的节圆直径，MMTD载荷系数TK齿宽系数D接触疲劳强度许用应力H材料的弹性影响系数EZ）确定公式内的各计算数值（）试选（为载荷系数）31TKT（2）计算小齿轮传递的转矩3795641005911NPT410MN（3）由机械设计（第八版）表107选取齿宽系数D（4）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（5）由机械设计（第八版）图1021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PAH601LIMH52LIM（6）由机械设计（第八版）式1013计算应力循环次数10382795601HJLNN9752213U（7）由机械设计（第八版）图1019查得接触疲劳强度寿命系数0152（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S1，由机械设计（第八版）式1012得MPASKHNH6001LIM115752LI2PAHH7,MIN21）计算（）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值，由计算公式得TD1H32112HEDTTZUTKDM9850718306432（）计算圆周速度SMNVT/52106798543106（）计算齿宽DBT1（）计算齿宽与齿高比模数MZMTT12498501齿高MMHT741252680749B（）计算载荷系数K已知使用系数1A根据，级精度，由机械设计（第八版）图108查得动SMV/52载荷系数0V直齿轮查表得1FHK由机械设计（第八版）表102查的使用系数1；AK由表104用插值法查的7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，4201FHK故载荷系数5621401HVAK（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式1010A得MDTT253/69850/331（）计算模数MZ241按齿面接触强度设计,模数M226MM按齿根弯曲强度设计由式105得弯曲强度的设计公式321FSDYZKTMK载荷系数齿形系数FAY应力校正系数S）确定计算参数（）计算载荷系数5621401HVAK（2）查取齿形系数由机械设计（第八版）表105查得6521FAY236FA（3）查取应力校正系数由机械设计（第八版）表105查得81SA75412SA（4）由机械设计（第八版）图1020查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限382（5）由机械设计（第八版）图1018查得弯曲疲劳强度寿命系数801FNK902FN（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式1012得MPAFENF286314511SKFEF90922（7）计算大小齿轮的SAY01652947363281521FSAFY对比计算结果1）设计计算MM01265240563对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,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201并就近圆整为标准值M25MM,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由D2054152041MDZ则632按齿根弯曲强度设计,得模数M201,综合比较可得高速级两齿数621Z几何尺寸计算1计算分度圆直径MZD1652212计算中心距A0/213计算齿轮宽度DB51取；MB5260验算轮齿弯曲强度2131ZYKTDSAFF1379251658043MP6677MP12FF安全适用高速级圆柱直齿齿轮参数名称符号计算公式及结果模数MM25MM压力角选取标准值20分度圆直径DMZD51162齿顶高AH21HAA齿根高F1253502MCFF全齿高H611A齿顶圆直径ADMHZDAA17052622齿根圆直径FMMCAFF75182421基圆直径BDDB685193705OS1M06C2齿距PMP43基圆齿距BB37690857COS齿厚S2/2/齿槽宽EE3顶隙C650MC标准中心距AMZA102/2/1齿轮宽度B取，B52601八设计低速级齿轮选精度等级、材料和齿数1选用直齿圆柱齿轮传2选用级精度3材料选择。小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。4选小齿轮齿数，大齿轮齿数取241Z12ZI1024702Z故小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为钢（调质），硬度为HBS按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即32112HEDTTZUTKD式中小齿轮传递的转矩，NMM1T小齿轮的节圆直径，MMTD载荷系数TK齿宽系数D接触疲劳强度许用应力H材料的弹性影响系数EZ）确定公式内的各计算数值（）试选31TK（2）计算小齿轮传递的转矩55251103813964009NPTMN（3）由机械设计（第八版）表107选取齿宽系数D（4）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数2/189MPAZE（5）由机械设计（第八版）图1021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PAH601LIMH52LIM（6）由机械设计（第八版）式1013计算应力循环次数821109308213960HJLNN8274U（7）由图1019查得接触疲劳强度寿命系数01,95021NHNHK（8）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S1，由式得MPASKHNH57069501LIM1A2LI2HH50,MIN21）计算（）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得TD1MDT9685074038123251（）计算圆周速度SNVT/12160391062（）计算齿宽MDBT891（）计算齿宽与齿高比模数MZDMTT8724961679045852HBT（）计算载荷系数K已知使用系数1A根据，级精度，由图查得动载荷系数SMV/52041VK查表得FHK417故载荷系数471041HVA（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得MKDTT9713496831（）计算模数M962471ZD按齿根弯曲强度设计由式5321FSDYZKTM1确定计算参数（）计算载荷系数47104FVA（2）查取齿形系数由表查得6521FAY82FA（3）查取应力校正系数由表查得581SAY7912SA（4）由图查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPFE302（5）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数9201FNK9802FN（6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14，由式得MPAKFENF57328410911S6227）计算大小齿轮的FAY01235732861FSAY42FSA大齿轮的数据大）设计计算模数MM1520424138735对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数M的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,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215MM,并取为标准值M25MM,按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。D971于是由251MZ则422I几何尺寸计算1计算分度圆直径MM57291MZDMM3022计算中心距MDA5187257213计算齿轮宽度BD1取MB78,52验算轮齿弯曲强度12962131ZMYKTDSAFF1FMP1093512FF2F安全适用低速级直齿圆柱齿轮参数名称符号计算公式及结果模数MM25MM压力角选取标准值20分度圆直径DMZD5795132齿顶高AH21HAA齿根高F12535012MCFF全齿高H61A齿顶圆直径ADMHZDAA530721292齿根圆直径FMCAFF2596221基圆直径BDDB136893705OS1M242C2齿距PMP43基圆齿距BB37690857COS齿厚S2/2/齿槽宽EE3顶隙C650MC标准中心距AMZA1872/1齿轮宽度B取，B902951九减速器轴及轴承装置、键的设计1输入轴及其轴承装置、键的设计输入轴的设计及其轴承装置键的设计输入轴上的功率,R/MINKWP654137951N转速转矩MNT/61求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为MD51DTFT685421NNTR381420TAA径向力圆周力，RT初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取12A（以下轴均取此值），于是初步估算轴的最小直径MNPADO98137564123MIN这是安装带轮的最小直径,取20MM由前面计算得到的带轮宽度B50MM21D21轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足带轮的轴向定位要求，轴段右端需制一轴肩，故取段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径MD23D24。比B略短，取。1LL4821（2）初选滚动轴承因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承选取6205型深沟球轴承,参数如下基本额定5TDDMDA31DA46动载荷基本额定静载荷KNCR810KNCR96，故MD258743L1543（3）取安装齿轮处的轴段直径齿轮右端与右轴承之间采用套筒定MD076位已知齿轮轮毂宽度为60MM,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,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度故取L576,07DHH4MM,则轴环处的直径轴环的宽度取D406,41BML1564轴承端盖的总宽度为15MM根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取端盖的外端盖与带轮右端间的距离L15MM,故取L302590MM20MM30MM54L65L87L求轴上的载荷并校核受力图、弯矩图及扭矩图见上图跨度为ML548121）计算支反力（）水平面支反力即0CM21LFNH即HF0T得NLTNHT5179382414561221（）垂直面支反力即0CM21LFNV即VF0R得NLFRNVR34295812607141221）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，MMNH19572401（）垂直面弯矩图在C处，NLFNV820851（）合成弯矩图在C处，MMVH761972223计算转矩并作转矩图MNT4614计算轴截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取60MPATME948760222125计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，由表查得45601则MDE3260190331因为，所以安全D276校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷NFFNVHR0451221由式9当量动载，安全。KCFPRARP86490521该轴承寿命为80150HPNLARH363124910751030016H48000H,故可用）校核轴承B和寿命径向载荷NFNVHR2152当量动载荷，校核安全RBRPCFP06该轴承寿命为故可用HCNLBRBH4861001367选用校核键1对带轮处,查表，选用单圆头平键6BML3MBL3由式，MPAKLDTP5120346/1023查表，得MPA，键校核安全P2）对齿轮处,查表，选用单圆头平键78HBML45MBLL9由式，MPAKLDTP230951462/1023查表，得MPA，键校核安全P2中间轴及其轴承装置、键的设计中间轴的设计及其轴承装置键的设计1，转矩MIN/139N,61422RKWP转速输入功率MNT92137输出轴P65,576533求作用在低速级小齿轮上的力已知低速级小齿轮的分度圆直径为725MM1DNDTFLT6304572912NFNTLR76138420TAN6384A求作用在高速级大齿轮上的力1688N61438NTLTFRHTF初定轴的最小直径选轴的材料为5钢，调质处理。根据表，取MA120MNPADO2871396423MIN这是安装轴承处轴的最小直径和,故取30MMD6521D65轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选滚动轴承因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承参照工作要求并根据,选取6206型深沟球轴承,参数如下MD30652基本额定动载荷17TDDA6MDA56基本额定静载荷KNCR19KNCR31（2）取安装齿轮处的轴段直径38MM，两齿轮靠近轴承端采用套542D筒定位已知低速小齿轮和高速大齿轮的轮毂宽度分别为75MM、55MM,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,各轴段应略短于轮毂宽度,故取,齿MLL74,5253轮之间采用轴肩定位,轴肩高度故取H3MM,则轴环处的直径,07DH因两齿轮间的距离C20MM,故MD453ML20433取齿轮距箱体之距离A14MM,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离S,取S2MM,已知轴承宽度T16MM,则L365215求轴上的载荷并校核跨度为ML54983211）计算支反力（）水平面支反力即0AM211321LFLFHTLTNH即H0TLTNH得NFFLNHLTHTNHLTT425793132112（）垂直面支反力即0AM2113212LFHRLRV即V0RLN得LFHRLRNVV3824632121）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在B处，MNFMNHB92451在C左侧处，MNLC98F2LT1左在C右侧处，NH632右（）垂直面弯矩图在B处，MLFMVB451在C处，NC6832（）合成弯矩图在B处,MNVBHB31604592122在C左侧处，MNMCC76右在C右侧处，MNMVCHC08122左3计算转矩并作转矩图MNT913724轴计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，B处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力60MPAWTMCA81538179260222由表查得，故安全MPAC6校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷NFNVHR8169421由式9当量动载，安全。KCFFPRARP5730495该轴承寿命为HPNLARAH19780264013960613321030016H48000H,故可用）校核轴承D和寿命径向载荷NFNVHR42当量动载荷，校核安全RDRPCFP0694该轴承寿命为故可用HNLDRDH48025361327选用校核键1低速级小齿轮的键对齿轮处,查表，选用单圆头平键78HBML45MBLL29由式，MPAKLDTP265029351,7/1033查表，得MPAP120，键校核安全P2高速级大齿轮的键由表选用圆头平键78HBML60MHK450LL402由式，MPAKLDTP5/13查表，得，键校核安全P3输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴上的功率,R/MINKWP425353763N转速转矩MNT16523求作用在齿轮上的力30046NDFT3TAN109358NRT02初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取12A（以下轴均取此值），于是由式初步估算轴的最小直径MNPADO3415762133MIN这是安装联轴器处轴的最小直径，查表，取，两轴器的31AK计算转矩NTKACA71231查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250N。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度L112，与MD40MD4021轴配合的孔长度102M1L轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制一轴肩，故取段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴直径取挡圈直径MD423D44。比略短，取，1L1LL102（2）初选滚动轴承因轴承受轴向力很小,故选用深沟球轴承参照工作要求并根据,选取6207型深沟球轴承,参数如下D43基本额定动载荷1985TMDA52DA78基本额定静载荷，故KNCR71KNCR0MD458743ML943左端轴承采用轴肩进行轴向定位,取D6254（3）取安装齿轮处的轴段直径齿轮右端与右轴承之间采用套M876筒定位已知齿轮轮毂宽度为78MM,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,故,齿轮左端采用轴肩定位,轴肩高度L76故取H5MM,则轴环处的直径轴环的宽度取,07DHD56,41HBML2654轴承端盖的总宽度为19MM根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求,取L3525取齿轮距箱体之距离A16MM,两圆柱齿轮间距离C20MM考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离S,取S8MM,已知轴承宽度T19MM,高速级大齿轮轮毂长L78MM,则ML62405875求轴上的载荷并校核跨度为ML1306721）计算支反力（）水平面支反力即0CM21LFNH即HF0T得NLTNHT9102367478213221（）垂直面支反力即0CM21LFNV即VF0R得NLRNVR93716221221）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图在C处，MNFMNH1320671982（）垂直面弯矩图在C处，LV3541（）合成弯矩图在C处，MNVH8023计算转矩并作转矩图NT165234轴计算截面的当量弯矩由合成弯矩图和转矩图知，C处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面。根据式，并取，轴的计算应力60MPAWTMCA9524815032232由表查得，故安全MPA611C6校核轴承和寿命）校核轴承A和寿命径向载荷NFNVHR921021由式9当量动载，安全。KCFFPRARP490该轴承寿命为HPNLARAH186539203756161331030016H48000H,故可用）校核轴承B和寿命径向载荷NFNVHR136742当量动载荷，校核安全RBRPCFP该轴承寿命为故可用HCNLBRBH384096260137选用校核键1对低速级齿轮处,查表，由表选用圆头平键812HBM70HK45MBLL462由式，MPAKLDTP8/103查表，得，键校核安全P2对半联轴器处,查表，选用圆头平键810HBML5ML60由式，MPAKLDTP643/1023查表，得，键校核安全P十联轴器的选择输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器NM的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为130DM82LM60MM，Z型轴孔。输出轴选选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为14184MM，Z型轴孔。十一润滑和密封对于齿轮的润滑通用的闭式齿轮传动的润滑方法是根据齿轮的圆周速度的大小决定的。齿轮采用浸油润滑，由机械设计表1011和表1012查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB59031995），油量大约为35L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10MM，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050MM。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。十二减速器附件的选择1对附件设计视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固2油螺塞放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加