机械设计说明书电子版

1、机械设计基础课程设计计算说明书山东英才 学院机械设计制造及其自动化 专业08机制普本1班班级 设计者 一组指导教师周春梅、孙向东、孙芹、黄书亮2011年1_月13日目录计算过程及说明.设计任务书及有关条件重要结论1.1设计题目及运动示意图:设计一用于带式运输机的两级斜齿齿轮减速器。 运动示意图如图（11）所示：图（1-1）1、减速器装配图一张（A1号图纸）2 、零件工作图两张（轴、箱体各一张，分别用A3 A2图纸）3、设计计算说明书一份（A4纸，6000-8000字）1.2工作条件：工作有轻微振动，经常满载、空载起动、单班制工作，运输带允许速度误差为5%减速器小批量生产，使用寿命五年。1.3原

2、始数据:F = 1.6KND = 460mmv = 1.40m/ s已知条件运输带拉力F（KN）卷筒直径D（mm）带速V(m / s)数据1.64601.401.4设计工作量:1、减速器装配图一张（A1号图纸）2、减速器上箱体工作图一张（A2号图纸）2、减速器中间轴工作图一张（A3号图纸）3、设计计算说明书一份（A4纸，6000-8000字）.选择传动方案综合考虑，我们采用齿轮传动和带传动组成此传动方案。根据齿轮传第1页计算过程及说明动和带传动的不同特点，我们把带传动放在高速端与电动机相连，贝U齿轮 传动放在低速端与工作机相连。传动方案如图（2-1 ）所示：重要结论IXd FT图（2-1 ）三

3、.电动机的选择及其分配传动比3.1选择电动机:电动机是通用机械中应用极为广泛的原动机，是由专业生产厂家批 量生产的系列化定型产品。其中 丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电 动机具有效率高、性能好、震动小等优点，适用于空气中不含易燃易爆 或腐蚀性气体的场所和无特殊要求的机械上。根据课程设计对电动机无 特殊的要求，可选用此系列的电动机。3.1.1确定电动机的功率：工作机所需的功率P -FV 一1600 1.4 KW=2.33KW1000抽滚1000 汉 0.96电动机所需的功率P0二P取带式输送机的效率为0.96，V带传动的效率为0.94，圆柱齿轮的传动 效率为0.97，弹式联轴器的传动效率为0.

4、99，滚子轴承的传动效率为0.98。（文献 2表 3-1 ）则:二连轴2 V轴承3齿轮2=0.992 0.94 0.983 0.970.816P 2 33叭 .816KW=2.855KW确定电动机的额定功率 Pm使Pm =(11.3)P = 2.855 3.68KW取 Pm =3KW (文献 2表 3-2)Pm = 3KW计算过程及说明重要结论3.1.2确定电动机的转速：60 1000v60 1000 1.4工作机卷筒轴的转速 nr /min =58.16r/minD3.14 460查阅文献2表3-1得：V带的传动比iv =24，二级减速器的传动比传动装置的总传动比i总=16 160电动机的转

5、速可取范围为n总二 i总 n 二（16 160） 58.16r / min = 930.56 9305.6r / min符合此转速要求的电动机同步转速有 1000r/min、1500r/min、电动机Y100L2-43000r/min四种，考虑传动装置的结构紧凑，电动机体积大小，经济条 件，加工难易程度等综合因素，最后选择同步转速为1500r/min的丫系n0 = 1420r /min列电动机Y100L2-4,其满载转速n。420r/min电动机参数如表（3-1 ）所示:电动机型号功率同步转速满载转速Y100L2-43KW1500r / mi nn0 = 1420r / min表（3-1）3.

6、2分配传动比及其参数的计算:3.2.1分配传动比：传动装置的总传动比为i总二nn1420二 24.4258.16i总二 24.42传动比的分配是传动系统总体设计的一个重要环节，能否合理分配传动 比，直接影响到传动系统的外廓尺寸、重量、结构、润滑条件、成本及 工作能力。为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑方式，应使高速级 和低速级大齿轮的浸油深度大致相等，即两个大齿轮的直径应相近。本 减速器属于展开式软齿面圆柱齿轮减速器，两级齿轮的配对材料相同、 齿宽系数相等、齿面接触强度接近相等，传动比可根据经验公式h = . （1.31.4）i （ h为高速级传动比；i为总传动比）进行分配。i1 二 2.1

7、综合考虑取V带的传动比i01 = 2.1则减速器总传动比i =24.42 = 11.6iv2.1i12 =3.9减速器高速级传动比 G j1.3i=/.3 11.6=3.9计算过程及说明低速级传动比i34二丄二11 =3i123.9重要结论34 二 33.2.2计算传动装置的运动参数和动力参数高速轴1轴的转速加1；2676.2I 轴的传动功率 R =Pm 联 v =3 0.99 0.94KW 2.80KWp2 8I 轴的传动扭矩 T, =9550 1 =9550 一. N m = 39.54N mn,676.2中间轴 U 轴的转速 n“ n, = 676.2 = 173.38r mini123

8、.9II轴的传动功率二 P,滚齿= 2.8 0.98 0.97KW = 2.66KWI轴的传动扭矩 Ti = 9550，=9550. 6 N m =146.52N mnn173.38低速轴川轴的转速n皿二九二173.38 = 57.79r mini343IH轴的传动功率 Pm滚齿=2.66 0.98 0.97KW =2.53KWIH轴的传动扭矩 Th = 9550 电=9550 仝53 N 418.09N m n 皿57.79减速器运动和动力参数详见表3-2减速器轴转速/ min传动功率KW传动扭矩N mI轴676.22.8039.54I轴173.382.66146.52H轴57.792.53

9、418.09减速器运动参数和动力参数见表3-2（表 3-2）四.带传动的零件设计计算传动功率P。转速n传动比i 01由前计算可知V带传动的参数见下表4-1 :计算过程及说明重要结论3KW142%2.14.1确定V带类型：V带功率 Pc 二 KaP。=1.1 3KW =3.3KW根据工作条件，查阅【文献1】（表9-21 ）取Ka =1.1由n0 =1420 r. min ,Pc -3.3KW查阅【文献1】（图9.13 ）与之相对应的V带类型为A型V带。重要结论计算过程及说明4.2确定A型V带及带轮基本尺寸：dd1 = 112mm查阅【文献1】(表9.6、表9.9 )取小带轮基准直径dg = 11

10、2mm，设V带相对滑动率；=0.02，大带轮基准直径dd2根据公式dd2 二山血卫- ；)=2.1 112 (1 -0.02)mm = 230.496mm小山二236mm根据【文献1】(表9.3)大带轮基准直径应圆整取dd2 = 236mm带速兀 da nov =60 10003.14 112 142060 1000= 8.32 叹5msv = 8.32%带速v在带速允许范围5 25S范围内，合适，不必再修改。V带中心距a根据公式0.7(dd! 2)。空2(dd! dd2)得a0 = 243.6 696mm，取 a0 = 500mm=(d - d )2V带基准长度Ld根据公式Ld0 =2a(d

11、d, dd2)岀纟 得24aLd0 = 1554.048mm根据【文献1】(表9.4)Ld应圆整取Ld = 1600mmLd Ld实际中心距a = a0-2.5001600 -1554.048m 522.98mm2中心距调整范围 amin 二 a-0.015Ld = 498.98mma max 二 a 0.03Ld = 570.98mm实际传动比236 =2.107dd!112Ld = 1600mma 二 522.98mm大轮转速nd匹二1420673.94 m s2 i 2.107速度误差巴=673.94 一 676.2 100% =0.33% : 5%符合要求。nI676.2小带轮包角计算

12、过程及说明:i =180 -毁57.3 =180 2 -112 57.3 =166.41120a522.98重要结论:1 =166.41符合要求。V带根数Z应根据公式z _吏空进行计算。Po (Po +APo)Kl查阅【文献 11 （表 9.4 ）取 Kl =0.99,（图 9.12 ）取 K,.=0.971. RKbn,1）由（表 9.18 ）取 Kb =1.0275 10，由（表 9.19 ）取Ki3.3= 1.03 取 Z=2Z=23 1.0275 101420 （1 -1.1373） 99 97传动比系数Ki =1.1373则小带轮结构如下图4-1所示:Z=（图 4-1 ）单根V带的初

13、拉力F0二嘗爲-。52F。二 163.33NFq =612.47N1000 3.32.52（1）0.1 8.32 N =163.33N2 2 8.320.97166 41 :带轮轴上所受的压力 Fq =2ZF0sin 2 2 163.33 sin 612.47 N2 2五.减速器圆柱齿轮设计5.1选材及确定设计准则：5.1.1选择齿轮材料及精度等级：按【文献11 (表11.8)选择齿轮的材料为小齿轮1、3选用45钢调质,重要结论计算过程及说明硬度为220250HBS ;大齿轮2、4选用45钢正火硬度为220250HBS ;因为是普通减速器，由（表11.20）选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra 3

14、.2 63力5.1.2确定设计准则：由于该减速器为闭式齿轮传动，且两齿轮均为齿面硬度HBS小于等于350的软齿面，齿面点蚀为主要的失效形式。应先按齿面接触疲劳强度 进行设计计算，确定齿轮的主要参数和尺寸，然后再按弯曲疲劳强度校 核齿根的弯曲强度。5.2对第一副齿轮的设计：5.2.1按齿面接触疲劳强度设计：（1）载荷系数K查【文献1】（表11.10 ）取K =1.1（2）齿数乙、螺旋角1和齿宽系数小齿轮的齿数 乙取为27，则大齿轮的齿数22=4=3.927 =105.3乙=27z2 =105=0.6大齿轮圆整取z2 =105实际齿数比u =全=105 =3.89z127uu|3 9_3 89齿数

15、比误差 =0.25% 5%，符合要求。u3.9初选螺旋角2 -12因二级斜齿圆柱齿轮不对称布置而齿轮表面又为软齿面，由【文献1】（表11.19 ）取二fd =0.6（3）许用接触应力tH 1由【文献 1】（图 11.25）查得二Hlim1 =560MPa，二Hlim2 =530MPa 由表11.9查得Sh =1。2=60nLh =60 676.2 1 （8 300 5） =4.87 108计算过程及说明重要结论N2Niil24.87 108398= 1.25 10查图 11.28 得 ZN1 =1.05 , Zn2 =1.1和=/=105 560MPa =588MPaZ N2；- H lim

16、2= 1.1 530 MPa = 583MPa取许用接触应力t J- 583MPat J - 583MPad1 _ 76.433jr3KTi (u 1)3 1.1 39.54 10(3.9 1)j - r 76.43 3 mm =49.27mm3汛血孑Y20.6 3.9 583模数mn4 cos ：49.27 cos12 mm = 1.78mm z127由表11.3取标准模数mn =2mm(4)确定中心距a和螺旋角：m12 z1 z22 (27 105)2cos ：2cos12mm = 134.94mmm12 = 2mm圆整后，取中心距a12 = 135mm圆整中心距后确定的螺旋角一：为12

17、=arccosm12(Z1 乙)=arccos227105=12.1012a122 135此值与初选螺旋角：的值相差不大，所以不必重新计算 (5)主要尺寸计算dr = 叽1=_mm=55.227mmcos 12cos12.101m12z22汇105d2mm 二 214.77mmcos%cos12.101a12 = 135mm打2 二 12.101di = 55.227mmd2 二 214.77mm计算过程及说明重要结论b = dd1 = 0.6 55.227 mm = 33.136mmd = 34mm取 b2 = 34mm，= b2 (5 10)mm = 40mm522按齿根弯曲疲劳强度校核：

18、由【文献1】(式11.37)得出，如匚F JF 1,则校核合格。(1)当量齿数Zv1 =Vcos -1227=329cos 12.101Zv2_Z2cos3 ：12105cos312.101_112(2)齿形系数Yf查表11.12得Yfi =2.56，Yf2 =2.17(3)应力修正系数Ys查表11.13得Ys1 =1.63，Ys2 =1.84(4)许用弯曲应力Yf由图11.26查得匚Flim1 =210MPa ,匚Flim2 =190MPa由表11.9查得Sf =1.3由图11.27查得Yn1由式(11.16)可得YN1： f lim 1SF210 MPa =162MPa1.3CF11.6K

19、cos ：12bmZYF1YS1= 76.85MPa ： tF 1CF2汩;：；：=76-85-FYn2- F lim 2Sf二 190 MPa 二 146MPa1.33Q1.1 39.54 10cos12.1012.56 1.6234 22 27I；：囂吩伽帀七2；F1 = 76.85MPa二 F2 二 73.18MPa计算过程及说明齿根弯曲强度校核合格。（5）验算齿轮的圆周速度a n3.14 55.227 676.2vm s = 1.95 m s60 1000 60 1000由表11.21可知，选8级精度是合适的。5.3对第二副齿轮的设计：5.3.1按齿面接触疲劳强度设计：（1）载荷系数K

20、查【文献1】（表11.10 ）取K =1.1（2） 齿数Z3、螺旋角一：和齿宽系数 d小齿轮的齿数Z3取为35，则大齿轮的齿数Z4=i34Z3 = 3 35 = 105重要结论Z3 = 35初选螺旋角2 =13z4 =105因二级斜齿圆柱齿轮不对称布置而齿轮表面又为软齿面，由【文献1】（表11.19 ）取二d =0.6-0.6（3）许用接触应力1由【文献 1】（图 11.25）查得二Hiim3 = 560MPa，二円讪4 = 530MPa由表11.9查得SH =1。82 =60n皿 jLh =60 173.38 1 (8 300 5) =1.2 10N4N31.2 108i34 -3=4 10

21、7查图 11.28 得 ZN3 =1.1，ZN4 =1.2ZN 3、H lim 3=1.1 560MPa =616MPaFl 7 C4P = （107 118）-mm = 17.227 18.998mm1nI八 676.2考虑到I轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算的轴 直径加大3% 5%取为17.74 19.94mm。考虑整套带轮制造简便，大小带轮孔径一致都等于电动机的轴径 28mm故取d| =28mm。6.2.2 I轴的尺寸设计：I轴的示意图如下图（图6-2 ）所示:计算过程及说明重要结论十5 42U（图 6-2）（1）确定各轴段的直径：轴段2直径最小为28mm。轴段1主要对

22、安装在轴段2上的带轮进行轴向定位为 M24螺栓。考虑到轴段3（外伸端）要对安装在轴段2上的带轮进行轴向定位，取 d3 = 33mm。轴段4、8安装轴承，必须满足轴承内径标准，取 dd 35mm。轴段5、7为轴承的轴肩d5 = d7二45mm。齿轮1的齿根圆距轴段6的键槽高不足2mm故齿轮1采用齿轮轴形式。 所以，轴段6为齿轮轴。（2）确定各轴段的长度：轴段1为M24螺栓的长度，取h =20mm。轴段2为带轮的宽度，取J =38mm。取轴段3（外伸端）的长度l3 =50mm。轴段4、8为轴承的宽度，l4 =l8 =20mm。轴段 7 的长度 l7 = c k = 5 10mm = 15mm。轴段

23、6的长度等于齿宽b40mm。轴段 5 的长度 l 5 =丨| 6 7 8 - 80mm。6.2.3按弯扭合成强度校核I轴的直径：I轴的受力情况如下图（图6-3）所示：重要结论计算过程及说明Fa(图 6-3)Fti2000Ti - 2000 3954N =1431.91N55.227diF r1tanan =1431.91 tan20 N-533.02Ncos -12COS12.101Fai二 Fti tan 七=1431.91 tan 12.101 N =307NFt1 =1431.91NFr1 = 533.02NFa1 二 307NFnFa-_l AC F r1- Fa1d12 _1abFb

24、xIadFq =0M (B)-T AB F Axd1IbdFq =0水平面内的受力情况如下图所示:Fbx-45 533.02 -307255 227155FBx 612.47 235 = 055 227- 155FAx 110 533.。2 -307280 612.47 =0二 FAx = 639.69 N,FBx =719.14N 作水平面内剪力图、弯矩图分别如下图所示:Fq639. 69I 106.67-1ACB 612.47 D计算过程及说明重要结论垂直面内的受力情况如下图所示:FtilAL=：45mmFmFByF Ay1 BC1 AB110 143191 N.1016.19N155F

25、By1 AC1 AB45 1431.91 N=415.72N155作垂直面内剪力图、弯矩图分别如下图所示:FqyMy45748997BD:CT:BDAMz重要结论根据公式M = Jm ； + M y计算合成弯矩，并作合成弯矩图如下图所示:计算过程及说明5888. 43964054034,作转矩图如下图所示:取弯曲应力与扭转切应力修正系数- -0.6，根据公式M eM 2 C T)2第19页山东英才学院，并作当量弯矩图如下图所示:计算过程及说明重要结论通过对当量弯矩图分析，I - 弯矩不大，但此处直径比较小1135川,BDII-1截面是危险截面，虽然U U截面也需进行校核。10Mei10 635

26、80.3450.2273MPa = 5MPa :tFl10Mend4310 54438.35MPa =12.7MPa 宀353经校核，此轴符合要求，不必再进行结构修改6.3中间级轴n轴的设计：6.3.1按纯扭转受力情况对轴的直径进行估算：dn 色= (107118)V 2.66 m 26.587 29.32mm n n173.38考虑到n轴的最小直径处要安装轴承，必须满足轴承内径标准，查有关手册，取标准直径 dn = 35mm。6.3.2 n轴的尺寸设计：n轴的示意图如下图(图6-4)所示:(图 6-4)(1) 确定各轴段的直径：轴段1、5安装轴承，直径为 35mm重要结论计算过程及说明轴段2

27、、4安装齿轮，取d2 =d4二45mm。轴段3为齿轮轴肩，取 d3 =。（2）确定各轴段的长度：经计算轴段1的长度hc k 2 3mm = 42 mm。轴段 2 的长度 l2 =b2 -2mm = 32mm。轴段3的长度l3 =s 3mm = 13mm。轴段4的宽度，丨4 =b3 _2mm =53mm。轴段 5 的长度 l5 = en c k 2mm 二 39mm。6.3.3按弯扭合成强度校核U轴的直径：II轴的受力情况如下图（图6-5）所示:B（图 6-5）根据牛顿第三定律作用力与反作用力:Ft2二已=1431.91NFr2二 Fn =533.02NFa2Ft3200兀 用00 14652N

28、 P617.78Nd381= Ft3 -tanan =3617.7 tan20 - N= 1354.38N cos 34cos13.536=Ft3 tan l4 =3617.78 tan 13.536 N =870.96N水平面内的受力情况如下图所示：Fr3Fa3Ft2 =1431.91NFr2 二 533.02NFa2 二 307NFt3 =3617.78NFd =1354.38NFa3 二 870.96N计算过程及说明重要结论_d2 M(A) =IacF2 Fa2 乎2二.M (B) = 1 AB F Ax - 1 CB Fr2 - Fa2d3AD Fr3 一 Fa3T AB FBx =

29、2d2d3，_ * 1 DB Fr 3 Fa3 2 246 533.02 -307214.77281-103.5 1354.38 -870.96157Fbx =02157FAx -111 533.02 -307214.772811354.38 53.5 -870.9602-FAx =349.98N,FBx =1171.34N作水平面内剪力图、弯矩图分别如下图所示:Mx垂直面内的受力情况如下图所示:计算过程及说明重要结论FAy =BCFti = 110 1431.91 N =1016.19N Iab155F ByAC1 AB45 1431.91155N = 415.72N作垂直面内剪力图、弯矩图

30、分别如下图所示:FQyMy计算过程及说明重要结论作转矩图如下图所示:T1I39640A C；BD取弯曲应力与扭转切应力修正系数:=0.6，根据公式M e =讪2GT)2并作当量弯矩图如下图所示:通过对当量弯矩图分析，I - 弯矩不大，但此处直径比较小1178. 35,BD11-1截面是危险截面，虽然U U截面 也需进行校核。el10Meld610 63580.34350.2273MPa = 5MPa :A重要结论计算过程及说明en3510M3en JO 54438.%Pa =12.7MPaF d4经校核，此轴符合要求，不必再进行结构修改6.2高速级轴I轴的设计：6.2.1按纯扭转受力情况对轴的

31、直径进行估算：查【文献1】（表11.2）取纯扭转系数C=107118dI _C3 P =（107118）3 2.8 mm = 17.227 18.998mm1n,； 676.2考虑到I轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算的轴直径加大3% 5%取为17.74 19.94mm。考虑整套带轮制造简便，大小 带轮孔径一致都等于电动机的轴径 28mm故取d| =28mm。6.2.2 I轴的尺寸设计：I轴的示意图如下图（图6-2 ）所示:711n-1-r3111乙i（图 6-2）（3）确定各轴段的直径：轴段2直径最小为28mm。轴段1主要对安装在轴段2上的带轮进行轴向定位为 M24螺栓。考虑到轴段3（外伸端）要对安装在轴段2上的带轮进行轴向定位，取 d3 二 33mm。轴段4、8安装轴承，必须满足轴承内径标准，取 4二d35mm。轴段5、7为轴承的轴肩 d5二d7 =45mm。齿轮1的齿根圆距轴段6的键槽高不足2mm故齿轮1采用齿轮轴形式。 所以，轴段6为齿轮轴。（4）确定各轴段的长度：轴段1为M24螺栓的长度，取h = 20mm。轴段2为带轮的宽度，取J =38mm。取轴段3（外伸端）的长度