山东大学威海校区2015机械设计课程设计

1、请勿抄袭，仅供参考 机械设计课程设计说明书 一、 电动机的选择及运动参数的计算一般电动机均采用三相交流电动机，如无特殊要求都采用三相交流异步电动机，其中首选Y系列全封闭自扇冷式电动机。电动机的选择1、 确定皮带输送机所需功率：Pw=FW.VW/1000 (KW)=2.51.2=3 （KW）2、 计算电动机所需要功率Pd=Pw/y式中，为传动装置总效率=1*2*n式中，1，2，n分别为传动装置中每对运动副或传动副的效率。带传动效率 1=0.96齿轮传动效率 2=0.97滚动轴承（一对）传动效率 3=0.99联轴器的效率 4=0.995运输机平行带传动效率 5=0.98总效率 = 1*22*33*

2、4*5 = 0.85Pd =PW/=3/085 = 3.5 KW 取Pd = 4 KW3、 确定电动机的转速（1） 滚筒轴的工作转速为：nw =60100VW/d = 82 （r/min）（2） 电动机的转速：n = i*nw 式中，i是由电动机到工作机的减速比 i=i1*i2*in i1，i2，in是各级传动比 V带传动比i1 =24；两级斜齿圆柱齿轮传动比i2 = 840 总传动比的推荐范围为i=i1i2 = （28）（440）电动机的转速可选范围为n=inw =（16160）82 = 131213120 （r/min）符合这一范围的只有Y112M-44、 电动机的参数如下额定功率 P（K

3、W） 1440轴伸出端直径 d（mm）28轴伸出端的安装高度（mm）112轴伸出端的长度（mm）60二、 总传动效率的计算及传动比的分配1、传动装置总传动比i=nm/nw =1440/82=17.56 2、分配各级传动比为保证各级传动的传动比在各自荐用值得范围内选取取i1 =2 , i2 = 8.78则齿轮高速级传动比 if 1.05i2 = 3.11 低速级传动比ia = 2.82三、 传动装置的运动和动力参数的计算1、 各轴的功率计算P = Pd 1 =40.96 = 3.83 （KW） P = P23 =3.69 （KW） P = P23 = 3.54 （KW） PW = P 345 =

4、3.42 （KW）2、 各轴的转速计算n = nm/i1 =1440/2 =720 (r/min)n =n/if = 720/3.11 = 232 (r/min)n = n/ia=232/2.82 = 82 (r/min)3、 各轴扭矩的计算Td = 9550 （Pd/nm）= 9550 （4/1440）=26.53 (Nm)T= 9550 （P/n）= 9550 （3.84/720）=50.93 (Nm)T = 9550 （P/n）= 9550 （3.69/232）=151.89 (Nm)T = 9550 （P/n）= 9550 （3.54/82）=412.28 (Nm)Tw = 9550

5、（Pw/nw）= 9550 （3.42/82）=398.30 (Nm)四、 V带传动设计1、 确定计算功率Pca由表8-8查得KA = 1.1 ，故 Pca = KA P =4.4 （KW）2、 选择V带的带型根据Pca 、n1 由图8-11选用A型3、 确定带轮的基准直径dd并验算带速V（1） 初选小带轮的基准直径dd.由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd=90mm（2） 验算带速V。V =（ dd1 n1）/（601000）=（901440）/（601000）=6.78m/s因为5 m/s V 12006、 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd = 90mm 和

6、n1=1440 r/min，查表8-4得Pa =1.064 KW根据n1 =1440 r/min ，i=2和A型带，查表8-5得， P0 =0.17KW 查表8-6得K=0.96查表8-2得 KL =0.93 ,于是 Pr = （P0 + P0）*K*KL =（1.064 + 0.17）0.960.93KW=1.10KW（2）计算V带的根数zz=Pca/Pr =4.4/1.10 =4取4根7、 计算单根V带的初拉力F0由表8-3得V带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=(2.5-K)*Pca/(K*z*v) + qv2 =500（2.5-0.96）*4.4/(0.9641.2) +

7、0.1051.22N = 736 N8、 计算压轴力FPFP = 2*z*F0*sin(1/2) = 24736 sin(167/2)N =5850 N9、 带轮结构设计（见附件）10、 主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度1250mm。带轮基准直径dd1=90mm，dd2=180mm,中心距控制在a=381438mm。但根带初拉力F0 =142N。五、 齿轮传动设计（一） 高速级齿轮传动1、 选择精度级，材料及齿数（=20，=14）（1） 带式输送机为一般工作机器，参考10-6，选用7级精度。（2） 材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40r（调质），硬度为280HBS，大齿轮材

8、料为45刚（调质）齿面硬度240HBS。（3） 选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=if z1=77.75，取z2=78.2、 按齿面接触疲劳强度设计（1） 计算小齿轮分度圆直径，即1) 确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩T1=50.93 Nm 由表10-7选取齿轮宽系数d=1。 由表10-20查取区域系数2H=2.433 由表10-5查得材料的弹性影响系数zE=189.8 计算接触疲劳度用重合度t=arctan(tan n/cos)=arctan (tan 20/cos14)=20.562at1=arcosz1cost/(z1+2ha* cos)=ar

9、cos25cos20.562/(25+21cos14)=29.675at2=arcosz2cost/(z2+2ha* cos)=arcos78cos20.562/(78+21cos14)=23.997 =z1(tan at1 tant)+z2(tanat2 tant)/2 = 25(tan29.675-tan20.562)+78(tan23.997-tan20.562)/2 =1.644 =dz1tan/=125tan(14/)=1.984 可得螺旋角系数zZ=cos=cos14=0.985 计算接触疲劳许用应力由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa

10、, lim2=550MPa计算应力循环次数：N1=60n1jLh=607201（283005）=1.037109N2=N1/u=1.037199/（78/25）=0.332109由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.97，KHN2=1.05取失效概率为1，安全系数寿命S=1，得=0.976001MPa=582MPa=1.055501MPa=577.5MPa取和中的较小者作为该齿轮副的解除疲劳许用应力，即，=577.5MPa2) 试计算小齿轮分度圆直径=36.116mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v齿宽b 2）计算实际载荷系数KH 由表10

11、-2查得使用系数KA=1. 根据v=1.36m/s 7级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.06 齿轮的圆周力Ft1/b=12.790103/36.116N/mm=77.25N/mm100N/mm 由表10-3得出齿间载荷分配系数KF=1.1由表10-4用插值法查得KH=1.415，结合b/h=11.45，查图10-13得KF=1.35，则载荷系数为KF= KAKvKFKF=11.051.11.35=1.5593） 按实际载荷系数算的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm，为了同时

12、满足接触疲劳强度需按找接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=42.383mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=42.383cos14/2=20.56取 z1=21，则z2=uz1=65.31，取z2=67，z1与z2互为质数4、 几何尺寸的计算（1） 计算中心距考虑模数从1.645mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为90mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 计算小、大齿轮分度圆直径（4） 计算齿轮宽数取b2=43mm，b1=48mm5、 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，kH、和kF、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 齿面接

13、触疲劳强度校核 载荷系数KH= KAKvKHKH=11.11.41.417=2.182 T1=5.093104 Nmm，=1，=42.95mm，u=2.182 得到（2） 齿根弯曲疲劳强度校核 KF= KAKvKFKF=11.061.41.34=1.99T1=5.093104 Nmm，=1，mn=2mm，z1=21， 得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮6、 主要设计结论齿数z1=21，z2=67 模数m=2mm，压力角=20，螺旋角=12.101，变位系数x1=x2=0，中心距a=90mm，齿宽b1=48mm，b2=43mm，小齿轮选用40Cr（调质），

14、打齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。7、 结构设计（见附件）（二）低速级齿轮传动（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）低速级齿轮传动选用直齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作机器，速度不高，低速级齿轮传动选用 8 级精度。3）材料选择。由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为 40HBS4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取（2）按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即1）确定公式内的各计算数值a、试选载荷系数b、计算小齿轮传递的转矩c、由表 10-7 选取齿宽系数d、由表10

15、-20查取区域系数e、 由表10-5查得材料的弹性影响系数 f、计算接触疲劳度用重合度 t=arctan(tan n/cos)=arctan (tan 20/cos14)=20.562at1=arcosz1cost/(z1+2ha* cos)=arcos24cos20.562/(24+21cos14)=29.974at2=arcosz2cost/(z2+2ha* cos)=arcos68cos20.562/(68+21cos14)=24.451=z1(tan at1 tant)+z2(tanat2 tant)/2= 24(tan29.974-tan20.562)+68(tan24.451-ta

16、n20.562)/2 =1.631=dz1tan/=124tan(14)/=1.905 g、可得螺旋角系数zZ=cos=cos14=0.985公式中的其他参数均与之前分析的高速级齿轮相同，数据如下：=577.5MPah、(1)试计算小齿轮分度圆直径 =53.161mm(2)调整小齿轮分度圆直径2) 计算实际载荷系数前的数据准备。 圆周速度v齿宽b 2）计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1.25 根据v=0.646m/s 8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.05 齿轮的圆周力N=N， =112.94N/mm100N/mm 查表10-3得出齿间载荷分配系数KH=1.4

17、由表10-4用插值法查得 8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，KH=1.454，则载荷系数为 KH=kAkVkHkH=1.251.051.41.454=2.672 3）按实际载荷系数算得的分度圆直径 及相应的齿轮模数，8、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）试算齿轮模数，即 3） 试确定公式中各参考数值。 试选载荷系数=1.3 计算弯曲疲劳强度的重合度系数 计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 计算 由当量齿数zv1=z1/cos3=24/cos314=26.27zv2=z2/cos3=68/cos314=74.44查图10-17，得齿形系数由图10-18，查得应力修正系数由图10-24c，查得小齿轮和大

18、齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22，查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳寿命系数S=1.4因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.01634） 试算出齿轮模数 =1.78mm（4） 调整齿轮模数4） 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b=144.03=44.03mm齿高h及宽高比b/h5） 计算实际载荷系数KF根据v=5.35m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷系数Kv=1.185 由Ft1=2T1/d1=21.52105/44.03N=6.904103N KAFt1/b=1.256.904103/44.03 N/mm=196N/mm100N/mm 由表10-3得出齿间载荷分配系数K

19、F=1.4由表10-4用插值法查得KH=1.451，结合b/h=10.99，查图10-13得KF=1.37，则载荷系数为KF= KAKvKFKF=1.251.1851.41.37=2.846） 按实际载荷系数算的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2.5mm，为了同时满足接触疲劳强度需按找接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=67.59mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=67.59cos14/2.5=26.23取 z1=27，则z2=uz1=76.14，取z2=77，z1与z2互为

20、质数9、 几何尺寸的计算（5） 计算中心距考虑模数从2.31mm增大圆整至2.5mm，为此将中心距减小圆整为133mm（6） 按圆整后的中心距修正螺旋角（7） 计算小、大齿轮分度圆直径（8） 计算齿轮宽数取b2=70mm，b1=75mm10、 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，kH、和kF、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（3） 齿面接触疲劳强度校核 载荷系数KH= KAKvKHKH=1.251.1851.41.451=3.009 T2=1.52105 Nmm，=1，=69.06mm，u=2.82 得到（4） 齿根弯曲疲劳强度校核 KF= KAKvKFK

21、F=1.251.1851.41.37=2.84T2=1.52105 Nmm，=1，mn=2.5mm，z1=27， 得到 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮11、 主要设计结论齿数z1=27，z2=77 模数m=2.5mm，压力角=20，螺旋角=12.19，变位系数x1=x2=0，中心距a=133mm，齿宽b1=75mm，b2=70mm，小齿轮选用40Cr（调质）,大齿轮选用45钢（调质），齿轮按8级精度设计。12、结构设计（见附件）六、轴的设计 1、球轴上的功率P1、转速n1以及转矩T1。首先对A至B中自上而下的轴进行编号；自上而下分别为轴1，轴1上的齿轮记为

22、A1；轴2上的齿轮 从左往右记为B1、B2；轴3上的齿轮记为C1。对于轴1，轴上的功率P1=PW=3 KW 轴1的转速n1=nw=82 r/min 轴1的转矩T1=9550,000 P1/ n1=349390.2439 N/mm 对于轴2，轴上的功率P2=P1y2=2.91 KW 轴1的转速n2=nz(A1)/z(B2)=82（21/67） r/min=25.7 r/min 轴1的转矩T2=9550,000 P2/ n2=1081342.412 N/mm 对于轴3，轴上的功率P3=P2y3=2.8227 KW 轴1的转速n3=n2z(B1)/z(C1)=9.0117 r/min 轴1的转矩T3

23、=9550,000 P3/ n3=2991309.631 N/mm 2、求作用在齿轮上的力 已知轴1上齿轮A1的分度圆直径为：d2(A1)=mtz(A1)=221=42mm而 （前提假设电动机在左视图中为顺时针） 方向： ； ； ；已知轴2上齿轮B1的分度圆直径为d2(B1)=m(B1)z(B1)=2.527=67.5mm 方向： ； ； ；已知轴2上齿轮B2的分度圆直径为d2(B2)=m(B2)z(B2)=267=134mm 方向： ； ； ；已知轴2上齿轮C1的分度圆直径为d2(C1)=m(C1)z(C1)=2.577=192.5mm而： 方向： ； ； ；3、 初步确定轴的最小值： 按照

24、式：初步确定轴的最小直径dmin。选取轴的材料为45号钢（调质处理），取A0=112，分别可得： 由于需要在轴1、轴2、轴3上安装齿轮等部件，故需将键对轴强度的影响考虑在内：对于轴1，其上只有A，一个齿轮，设计固定每个齿轮是，仅采用一个键来固定；故轴1上1个键槽dmin（1）=105%dmin39.04mm轴2上有两个键槽：dmin（2）=110%dmin59.62mm轴3上有两个键槽：dmin（3）=110%dmin83.67mm4、 轴的结构设计：轴1的设计（1） 拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案已在前面分析比较，现选用方案B所示装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和

25、长度； 为了满足联轴器的轴向定位要求，-左端需制出一轴肩故取；左端用轴端挡圈固定，按轴端直径取挡圈直径D=95mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=132mm，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-段的长度应比L1略短一些，现取。 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙阻、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30319，其尺寸为dDT=95mm200mm49.5mm，故，而,左端滚动轴承靠轴肩定位，由手册上查得30319型轴承的定位轴肩高度h=7mm，故取。 取安装齿轮处的轴宽段-的直径齿轮

26、的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为140mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度h=（23）R，由轴径d=100mm，查表可知R=2.5mm，故取h=7.5mm，则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取 轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离，故。 取齿轮距箱体内壁之距离=10mm；考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=49.5mm；则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。具体尺寸见下图。轴2

27、的设计（1） 拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案已在前面分析比较，现选用方案B所示装配方案。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度； 为了满足齿轮B1与齿轮B2的轴向定位要求：齿轮B1左端，右端；齿轮B2左端，右端均采用套筒定位；为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略小于齿宽，故取,，由联轴器相关知识得， 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙阻、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30319，其尺寸为dDT=65mm140mm36mm，故，而,右端滚动轴承靠轴肩定位，由手册上查得30319型轴承

28、的定位轴肩高度h=6mm，故取。 取安装齿轮B1处的轴宽段-的直径齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。 轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面距的距离，故。 取齿轮距箱体内壁之距离=16mm；考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=36mm；则由轴3上的相关参数最终可得:至此，已初步确定了轴2的各段直径和长度。轴1的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案；本题的装配方案已在前面分析比较，现选用方案B所示的装配图。（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段

29、直径和长度：由前可知轴1的最小直径为39.04mm；故在与V带轮配合的-段，选取； V带轮宽度L=(1.52)d=90mm；故 V带轮右端采用轴肩进行轴向定位，定位轴肩高度取h=6mm，则有2） 初步确定滚动轴承因轴承同时受有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，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙阻、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30312，其尺寸为dDT=60mm130mm33.5mm，故，而,右端滚动轴承进行轴向定位，由手册上查得30312型轴承的定位轴肩高度h=5mm，故取。3） 取安装齿轮处的轴宽段-的直径齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度

30、为48mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取；齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h=（23）R，由轴径d=75mm，查表可知R=2.0mm，故取h=6mm，则轴环处的直径，轴环宽度b1.4h，取4） 轴承端盖的总宽度为20mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与V带轮的右端面间的距离，故。5）取齿轮距箱体内壁之距离=16mm；考虑箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=33.5mm；则至此，已初步确定了轴1的各段直径和长度。5、 轴的校核。（1）轴1校核得

31、得得得由分析知齿轮B1处弯矩最大且直径小，所以校核齿轮B1处即可：轴材料为45钢由表得，因此，故安全（2）轴2校核得 得得得由分析知齿轮B1处弯矩最大且直径小，所以校核齿轮B1处即可：轴材料为45钢由表得，因此，故安全 （3）轴3校核得 得得由分析知齿轮B1处弯矩最大且直径小，所以校核齿轮B1处即可：轴材料为45钢由表得，因此Fd1Fa2/Fr2=0.35=eFa1/Fr1=0.41e则径向，轴向载荷系数为：对轴承1：X1=1 Y1=0对轴承2：X2=0.4 Y2=1.7因轴承在运转过程中有轻微冲击载荷，取fd=1.3则:按轴承1受力计算：满足寿命要求 （2） 轴2轴承校核查表得e=0.35，Y=1.7，c=195000N,可计算得Fd1=0.35Fr1=11236.5N Fd2=0.35Fr2=5807.9N Fd=Fr/2Y=5275.6N Fd2+FdeFa1/Fr1=0.35=e则径向,轴向载荷系数为：对轴承1：X1=1 Y1=0对轴承2：X2=