机设设计说明书

1、湖南大学课程设计 机械设计基础课程设计设计计算说明书设计题目：*机的传动装置设计xxxx院xxxx班设计者：xxxxx学 号：xxxxxxxxxx指导教师：xxxx二一x年x月x日目 录一、设计任务书1二、传动方案修改三、总体设计计算1. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数（转速、功率、转矩）计算 四、齿轮传动设计计算 五、轴系零件设计计算 1. 高速/低速轴的设计计算 （初估各轴最小直径、受力、弯矩、强度校核、刚度校核等）2. 滚动轴承的选择与寿命校核计算 3. 键连接的强度校核计算 4. 联轴器的选择 六、润滑和密封方式的选择 七、箱体及附件的结构设计和选择 八

2、、设计总结 参考文献 一、设计任务书1、设计课题理料供运系统的传动装置设计如图1所示，某xxxx机。 图1 xxxx机xx图2、设计任务与要求课程设计要求选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对齿轮传动进行设计计算，选择联轴器，对减速器进行结构设计。本人设计的原始数据：II轴转速 =255r/mm；输出功率 =400W； 圆柱齿面标准直齿轮。本人独立完成的具体任务是：1) 设计齿轮机构2） 设计II轴及其装配3） 设计齿轮机构的底座二、传动方案修改（设计过程及计算说明）三、总体设计计算1、电机型号选择（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）电动机功率选择：电机

3、所需的工作功率：P工作= (100/0.99/0.92/0.92/0.99/0.96)+400/0.99)/0.99/0.97/0.99/0.99+500/0.99/0.75/0.99/0.96 =1289.38 w 初步选定Ped= 1500 w（3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=62 r/min按xx1推荐的传动比合理范围，V带传动比i1=24，滚筒的传动比一般是1530，则总传动比范围为ia=1734。故电动机转速的可选范围为nd=ia×n筒=（30120）× 62 = 1860 7440r/min，符合这一范围的同步转速，并且额定功率为 1500 w的有x

4、种电动机型号型号功率(w)同步（r/min）满载（r/min）重量（kg）总传动比1Y801-1750300028301711.092Y802-21100300028301711.093Y90L-22200300028402511.1374Y90S-21500300028402211.137综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第4种比较适合，则选n= 2840 r/min 。（4）确定电动机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，选定电动机型号为Y90s-2。其主要性能：额定功率：1500 w，满载转速3000 r/min，额定转矩

5、。质量22 kg。2、计算总传动比及分配各级的传动比（1）总传动比：i总=n电机满载/n=2840/ 255 = 11.137 （2）分配各级伟动比据指导书，取齿轮i齿= 3.95 （单级减速器i=36合理）i总=i齿轮×i带i齿轮=i总/i带= 11.137 / 2.82 = 3.95 3、各轴运动参数及动力参数计算 设电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，低速轴为轴。（1）计算各轴转速（r/min）n0=n电机= 2840 r/minnI=n0/i带= 2840 /2.82 = 1007 (r/min)nII=nI/i齿轮= 1007 /3.95 = 255 (r/min)（2）计算

6、各轴的功率（w）P0=P工作= 1500 wPI=P0×带= 1500 × 0.96 = 1440wPII=PI×轴承×齿轮= 1440× 0.99 ×0.99 =1411.3w（3）计算各轴扭矩（N·mm）T0=9550×P0/n0=9550×1500 /2480 = 5776 N·mmTI=9550×PI/nI=9550×1440 /1007 = 13656 N·mmTII=9550×PII/nII=9550×529/255/3.95 = 5

7、016N·mmn滚筒=62 r/minPed=1500 W电动机型号Y 90s-2 i总= 11.137 i带=2.82i齿轮=3.95n0= 2840 r/minnI = 1007 r/minnII= 1007 r/minPo= 1500 wPI= 1440 wPII= 529wT0= NmmTI= NmmTII= Nmm四、齿轮传动设计计算 1选择齿轮材料及精度等级根据设计任务要求，齿轮采用直齿轮软齿面。小齿轮选用材料40Cr（调质处理），齿面硬度为270HBS。大齿轮选用45钢，齿面硬度为230HBS；根据机械设计表9-1 ，暂选7级精度。2 初步选取主要参数取小齿轮齿数Z1=

8、 25。由i齿轮=i总/i带= 11.137 /2.82 =3.95，则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 3.95 ×25 =98.75，取整Z2=99 。实际传动比i0= 95 / 24 = 3.958 ，i总= i0×i带= 3.958 ×2.82 = 11.161 总传动比误差：i总-i0/i= 11.161 11.137 /11.161 = 0.02 %< 5 % 可用。齿数比：u=i0= 3.95 ，取a= 0.4 ，d=0.5(i1) a= 0.99 （取齿宽系数为1）符合机械设计计算手册表8-55 的范围。3. 按齿面接触疲劳强度设计d12kT1(u

9、+1)(ZEZHZ/ H)2/(du)1/3a) 输入功率和转矩齿轮机构输入功率：P1=PI×轴承= 529 w齿轮机构输入功率：T1=9550×P1/n=9550× 529 / 1007 = 5016 N·mm b) 各系数试取载荷系数k=1 材料弹性影响系数：查机械设计计算手册8-65 ，ZE=189.8区域系数：ZH=2.5重合度系数： =1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)= 1.7 Z= 0.88 c) 许用接触应力H 查图8-22，H= HlimZNT/SH由教材查得：HlimZ1=600Mpa HlimZ2=550 Mpa 通用齿轮和一般

10、工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1/SH= 600 /1.0Mpa=600 MpaH2=Hlim2/SH=550 /1.0Mpa=550 Mpa所以计算取H= 550 Mpa故得：d12kT1(u+1)(ZEZHZ/H)2/(du)1/3 =2×1 ×5016 ×( 3.95 +1)(189.8×2.5× 0.88 / 550 )2/(1 ×3.95 )1/3= 22 mm初估模数：m=d1/z1= 22 /25 = 0.92 mm根据机设手册表8-45 取标准模数：m= 2 mm。4校核齿根弯曲疲劳强

11、度根据教材（6- ）式F=2kT1/(bd1z1)YFsYH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mz1= 2 ×25 = 50 mm d2= mz2= 2 ×99= 198mm齿宽：b=dd1= 1×50 = 50 mm 取b2= 50 mm ，则b1= b2+(510)= 55 mm齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数z1=25 ，z2=99 由表6- 得YFs1=2.65 YFs2=2.19 重合度系数：Y=0.25+0.75/许用弯曲应力F由教材图6- C查得：Flim1= 500 Mpa Flim2 =380 Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.

12、25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 /SF= 420 ×/1.25Mpa= MpaF2=Flim2/SF = /1.25Mpa= Mpa计算大小齿轮YFs/F YFs1/F1= ？>？YFs2/F2= F2？1？=2kT1/(bd1Z1)YFs2Y =2× × ×105× × /( × × ) = F2?1?故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。5计算齿轮传动的中心距a及其他主要几何参数a=m/2(z1+z2)= /2( + )= mm，6验算齿轮的圆周速度V和精度v=d1n1/(60×1000)=3

13、.14× × /(60×1000)= m/s精度选x级偏高，修正选x级。z1= 24 z2= 95u =3.95d = 1 T1= 5016 NmmHlimZ1=600 MpaHlimZ2=550 Mpa H1= 600 MpaH2=550 Mpad1 22 mmm= 2 mm Flim1= MpaFlim2 = MpaSF=1.25F1= MpaF2= Mpaa = mmd1= mmd2= mmb1= mmb2= mmv = m/s精度等级 级五、轴系零件设计计算1、低速轴（大齿轮轴）的设计计算（1）选择材料和热处理方法选用45钢调质处理，硬度217255HBS

14、。（2）按扭矩初算轴径P= 529 w，n=255 r/min。查表 - 得 C=(103126)，d13.98=(103126)×( / )1/3mm=( ) mm考虑有键槽，将直径增大5%，则dmin= 13.98 ×(1+5%) =14.68 mm选dmin= 25 mm。（3）轴的结构设计a）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，两轴承分别以端盖和挡油盘定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，挡油盘和左轴承依次从左面装入，右轴承、挡油盘和皮带轮依次从右面装入。b）确定轴各段直径和长度从最右端算起： 第一段联轴

15、器轴： d1= 25 mm 长度取L1=44 mm 第二段：考虑带轮的轴向定位要求，取该轴段直径为标准系列值，所以取d2= mm，轴段长度L2轴承端盖长度+端盖端面与齿轮端面间距，所以取L2=20mm 第三段：初选用6308型深沟球轴承，其内径为 40 mm,宽度为 23 mm。d3= 40 mm，考虑到挡油盘的定位以及工作，取L3= ； 第四段：齿轮轴d4=48mm，考虑到齿轮的啮合宽度，故取L4=48mm 第五段： 。 第n段：该段为滚动轴承安装处，取dn= mm Ln= mmc)按弯扭合成强度计算，建立下图数学模型（应参考教材图14-17，另绘当量弯矩图，） D B C A 分度圆直径：

16、已知d1= mm转矩：已知T1= ×105 Nm求圆周力：FtFt=2 T1/d1=2× ×105/ = N求径向力FrFr=Ft·tan= ×tan200= N轴承的径向支撑反力水平面的径向支撑反力： =0 FHA= F tL1- F0L2 )/L3= NFHB= F0 F tFHA= N垂直面的径向支撑反力：FVA=FVB=Ft2/2= /2= N截面C在垂直面弯矩为MC1= FVA L= × ×10-3= N·m截面C在水平面上弯矩为：MC2= FHA L= × ×10-3= N·

17、;m计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=( 2+ 2)1/2= N·m转矩：T1= ×105 Nm计算当量弯矩：因为轴式单向回转，转矩为脉动循环，= Mec=MC2+(T)21/2= 2+(0. × )21/2= N·m校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d）= ×103/(0.1× 3)= Mpa<-1b= Mpa 校核危险截面D： e=Me/W= × ×103/(0.1× 3)= <-1b= Mpa该轴强度足够。2、滚动轴承的选择及寿命校核计算根据根据条件，轴承预计寿命 &

18、#215;365× = 小时a) 已知nI= r/min，轴承承受的最大径向反力：Fxxxx= N，初先两轴承为角接触球轴承xxxx型轴承轴向力为零，所以当量动载荷P= Fxxxx= Nb) 轴承寿命计算 深沟球轴承=3根据手册得xxxxx型的Cr= NLh=(ftCr/fdP)106/60n式中ft= ，fd= Lh= 小时 小时预期寿命足够3、键联接的选择及强度校核计算(1) 带轮与高速轴连接采用平键联接轴径d1=25mm,L1=38mm查手册得，选用C型平键，得：键C 8×32 GB1096-79 l=L1-b/2=32-4=28mmTI=1.16×105

19、Nmm h=7mmp=4T/dhl=4×1.16×105/(25×7×28)=94.69Mpa<p(110Mpa)（2）高速/低速轴与齿轮连接用平键联接轴径d2=60mm L2=50mm TII=5.42×105 Nmm查手册P51 选用A型平键键18×50 GB1096-79l=L2-b=50-18=32mm h=11mmp=4T/dhl=4×5.42×105/(60×11×32)=102.7Mpa<p（3）低速轴与联轴器连接用平键联接轴径d1=42mm,L1=72mm查手册得，选

20、用C型平键，得：键C 12×72 GB1096-79 l=L1-b/2=72-6=66mmTII=5.42×105 Nmm h=8mmp=4T2/dhl=4×542000/(42×8×66)=97.76Mpa<p(110Mpa)4、联轴器的选择因为T=KAT=1.4×9.55×106×3.875×0.99/314=7.588×105 N·m 查标准GB/T/5014-23，选用LX4型弹性柱销联轴器，半联轴器产度l1=84mm，轴段长度L1=80mmdmin= mmd1= mmL

21、1= mmd2= mmL2= mmd3= mmL3= mmd4= mmL4= mmd5= mmL5= mm.Ft = NFr= NFHA = NFHB = NFVA=FVB= NMC1= N·mMC2= NmMC = N·m Mec = NmeC= Mpa<-1beD = <-1b轴承预计寿命 hP= N键C 8×32p=94.69Mpa键 18×50p=102.7Mpa键C 12×72p =97.76Mpa六、润滑与密封方式选择 因为齿轮的圆周速度V=d1n1/60×1000=3.14× × /(60

22、×1000)= m/s，所以齿轮选用xxxx油润滑。又高速轴轴承的dn值= ×105，低速轴轴承的dn值= ×105，所以轴承选用xxxx润滑七、箱体及附件的结构设计和选择1、箱体的主要尺寸： 因箱体为*箱体，故根据*工艺要求，选择主要尺寸参数如下： (1)箱座壁厚z0.025a+1=0.025× +1= 取z= mm (2)箱盖壁厚z10.02a+1=0.02× +1= 取z1= mm (3)箱体凸缘厚度箱座：b=1.5z=1.5× = mm 箱盖：b1=1.5 z1=1.5× = mm 箱底座：b2=2.5z=2.5&#

23、215; = mm (4)加强肋厚 箱座：m=0.85z=0.85× = mm箱盖：m1=0.85z1=0.85× = mm (5) 地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036× +12= (取 )mm (6) 地脚螺钉数目n=4 (因为a<250) (7) 轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75× = (取 )mm (8) 盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.6× = (取 )mm (9) 观察孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.4× = (取 ) mm (10)定位销直径d=(0.

24、7-0.8)d2=0.8× = mm (11) 凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。 (12) 外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）mm (13) 齿轮顶圆与内箱壁间的距离：10mm2、润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度v<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为 mm。2.、滚动轴承的润滑：由于轴承周向速度为高速轴轴承的dn值= ×105，低速轴轴承的dn值= ×105，所以轴承选用脂润滑。3.、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用N150号工业齿轮油（GB5903-86）4.、密封方法的选取选用嵌入式端盖，用毛毡圈密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。3、减速器附件的选择通气器由于工作场所存在粉尘，所以选通气器（一次过滤），采用M36×2油面指示器选用 起吊装置采用箱盖起吊螺钉、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16×1.5根据机械设计基