【精品】机械专业课程设计说明书

1、二、三、四、五、六、七、八、九、十、传动方案的拟定电动机的选择目录传动装置运动及动力参数的计算传动零件的设计计算轴的计算滚动轴承的选择和计算键连接的选择和计算联轴器的选择润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择设计小结i一、参考文献11131314一、传动方案拟定(1) 工作条件：使用年限5年，每日工作24小时，载荷平稳，环境清 洁。(2) 原始数据：输送带工作拉力f=2300n；带速v=1.5m/s；滚筒直径 d=400mm；二、电动机选择1、按已知的工作要求和条件，选用y型全封闭笼型三相异步电动机。2、选择电动机的功率工作机构所需的电动机输出功率为pd = pw/ npw = fv/ (100

2、0 nw)所以 pd = fv/ (looo nw n)查表选择相应的效率：ni、n2> i3、n4、115、n6带传动、齿 轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。分别取 n 带=0.96、n 轴=o. 99、n 齿=o. 97、n 联=o. 98、n 轴 2=o. 98、n 筒 =0. 96pd=4.1 kwn总=nwn = n带x n轴n齿x n联x n轴x n筒=0. 96x0. 992x0. 97x0. 98x0. 98x0. 96 =0. 84所以 pd = fv/ (1000 n w n) =2300x1. 5/ (1000x0. 84) = 4. 1 k

3、wn 筒=71.7i7min3、确定电动机转速：卷筒轴的工作转速为：n 筒=60x1000v/nd =60x1000x1.5/x400 =71.7r/min按推荐的传动比合理范围，取v带传动的传动比i带二2 4,单级齿轮 传动比i齿=3 5则总传动比理时范围为i总=6 20o故电动机转速的 可选范围为n' d二i 总xn 筒二(620) x71. 7=430"1434r/min符合这一范围的同步转速有750、1000r/mino再根据计算岀的功率，由 附表2. 1查出有三种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表方案电动机型号额定功率电动机转速/(r. min-1

4、)传动装置的总传动比p/kw同步转速满载转速1y160m2-85. 57507209.422y132m2-65.5100096012.57综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量以及带传动和减速器的传动比，比较电动机类型y132m2-6两个方案可知选择方案2比较合适。因此选定电动机型号为y132m2-6,所选电 动机的额定功率p=5. 5kw，满载转速n=960r/min,总传动比适中，传动装置结 构紧凑。三、传动装置运动及动力参数的计算1、计算总传动比并分配传动比带传动比i带=3齿轮传动比i 齿=4.47nl=960r/minn2=32()r/minn3=71.59r/min(1) 总传动比：i

5、总二n电动/n筒=960/71.7=13.4(2) 分配传动比 查表取v带传动比i带二3i 齿二i 总/i 带二 13. 4/3=4. 472、计算运动以及动力参数(1) 各轴的转速i 轴 nl=n 电机=960r/minii 轴 n2=n 电动/i 带=960/3=320 r/miniii 轴 n3=n2/i 齿=320/4. 47=71. 59 r/min功率pl=4.1kwp2=3.94kwp3=3.78kwii轴即为工作机构的卷筒轴，niii=n筒(2) 各轴的输入功率i 轴 pl=pd=4.1 kwii 轴 p2=pd x n 带=4.1x0. 96=3. 94 kwiii 轴 p3

6、=p2x ii23二pl n 齿 n 轴承=3. 94x0. 99x0. 97=3. 78 kw(3) 计算各轴的转矩转矩tl=40.79n mt2=117.58n mt3=504.25n m电动机 i 轴 tl=9550xpd/n = 9550x4. 1/960=40. 79 n . mii 轴 t2=117. 58 n.miii 轴 t3=504.25n m四、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算(1) 选择普通v带截型由课本戸164表9.26得：ka=1.2pc=kap=1.2x5.5=6. 6kw计算功率pc=6.6kw查课本图913得：选用b型v带(2) 确定带轮基准直径，并验

7、算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为125140mm则取 ddl=140mm>dmin=125dd 1=140mmdd2=425mmdd2=nl/n2*;ddl=960/320x140=420mm由课本9. 3表，取dd2=425mm实际从动轮转速 n2 =nlddl/dd2=960 x140/425=316. 2r/min转速误差为：n2' -n2 /n2=(316. 2-320)/320=-0. 012在±0.05以内(允许)带速 v： v=nddlnl/60x1000带速v=7.o3m/s=n x 140x960/60x1000=7. 03m/s在525m/s范

8、围内，带速合适。(3) 确定带的基准长度l和中心距a0根据 0. 7(ddl+dd2) waow2(ddl+dd2)0. 7(140+425) waow2x (140+425)所以有：395. 5mmwaow 1130mm由课本p84式(5-15)得：l0=2a0+l. 57(ddl+dd2) + (dd2-ddl)/4a0=2x1000+1. 57(140+425) + (425-140) 74x1000带基准长度ld=2800mm=2907mm根据课本表9. 4取ld=2800mm根据课本式(5-16)得：aa0+ld-l0/2 二1000+2800-2907/2=1000-50. 4中心

9、距a0=950mm=950mm(4) 验算小带轮包角a l=180°-dd2-ddl/ax57. 3°=180- (425-140)/950 x 57. 3°=180°-17. 2°=162. 8°>120° (适用)(5) 确定v带的根数根据课本表9. 10得pl=2. 10kw根据课本表9. 18得kb=2. 6494x10-3v带根数为3根根据i=3. 04查课本表9. 19得ki=l. 1373apl=kb nl (ll/ki) =0. 31kw根据课本图9. 12得 k a =0. 97根据课本表9. 4得k

10、l=1.05代入得z=pc/p,二pc/ (p1+ap1) kakl=6. 6/(2. 1+0.31) x0. 97x1.05=2.79 圆整后得z=3根(6) 求初拉力f0及带轮轴上的压力fq由课本表9. 6查得q二0. 17kg/m,由式9. 23单根v带的初拉力:f0=500pc/zv (2. 5/ka-l) +qv2初拉力f0=41l67n=500 x 6. 6/3x7. 03 x (2. 5/0. 97-1)+0. 17x7. 032 n=411. 67n则作用在轴承的压力fq,由课本p87式(5-19)带轮轴上压力fq=2445.3nfq=2zf0sin a 1/2=2x3x411

11、. 67x sinl62. 8/2=2445. 3n2、齿轮传动的设计计算(1) 选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢 调质，齿面硬度为220260hbs。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度 170210hbs；根据课本表11. 20选8级精度。齿面粗糙度raw3 26. 3um(2) 按齿面接触疲劳强度设计由公式11.23dl$76. 43 (ktl (u+1)/ 4)duoh2) 1/3齿数zl、z2和齿宽系数dd确定有关参数如下：传动比i齿=4. 47取小齿轮齿数zl=20o则大齿轮齿数：zl=20z2=90z2=izl=4. 47x20=90实

12、际传动比10=90/20=4. 5传动比误差：i-io/i=4. 47-4. 5/4. 47=0. 7%<2. 5% 可用齿数比：u=i0=4. 5 d二0.8因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿，由表11.19 选取 4> d=0. 8(3) 转矩t1tl=9. 55x 106xp/nl=9. 55x106 x 4.1/320=122359. 4n*;mm转矩tl=122359. 4n(4) 载荷系数k由课本表11. 10取k=l(5) 许用接触应力ohah= a hlimznt/sh 由课本图 11.25 查得：。hlimzl=580mpa o hlimz2=540

13、mpadl n76 43 (ktl (u+l)/4>du o h2)1/3=76. 431x 122359. 4x (4. 2+l)/(0. 8x4. 2x5802 1/3mm=6311mm模数：m=dl/zl=63. 11/20=3. 2mm模数m=3mm根据课本表113取标准模数：m=3mm(6) 校核齿根弯曲疲劳强度根据式o f= (2ktl/bm2zl) yfaysaw o h确定有关参数和系数分度圆dl=60mm d2=270mm 齿宽 b=48mm bl=53m分度圆直径：dl=mzl=3x20mm=60mmd2=mz2=3 x 90mm=270min齿宽：b= 4>

14、ddl=o. 8 x60nnn=48mm取 b=48mm bl=b+5=53mm(7) 齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数zl=20, z2=90由表11. 12得yfal=2. 81ysal=l. 56yfa2=2. 26ysa2=l. 78(8) 许用弯曲应力of根据课本p136 (6-53)式：of= a flim ystynt/sf由课本11. 26查得：afliml=210mpa o flim2 =190mpa试验齿轮的应力修正系数yst=2按一般可靠度选取安全系数sf=1. 25计算两轮的许用弯曲应力a f 1= o fliml yst/sf=210x2/l. 25mpa=

15、336mpa许用弯曲应力 o fl=336mpao f2=304mpaof2=oflim2 yst/sf =190x2/1. 25mpa=304mpa将求得的各参数代入式(6-49)a fl=(2ktl/bm2zl)yfalysal= (2x1x 122359. 4/48x3x2x20) x2.81x 1. 56mpa=185. 4mpa< ofla f2=(2ktl/bm2z2)yfalysal= (2x1x 122359. 4/48x3x2x84) x2. 26x1. 78mpa=43. 6mpa< of2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9) 计算齿轮传动的中心矩aa=m(z1+z

16、2)/2=3(20+90)/2=165mm中心距a = 165mm(10) 计算齿轮的圆周速度vv= n dlnl/60 x 1000=3.14x63x 320/60 x 1000=1. om/sv=1.0m/s由表11.21可知选取8级精度是合适的五、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs根据课本，并查取c=107d$107 (3. 94/320) 1/3mm=24. 7romdl=28mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=24. 7x (l+5%)mm=25. 935mm.*.选 d=28mm2、轴的结构设计(1) 轴上零件的定位，固定和装配单

17、级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮 左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定， 两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：(30+3x2) =36mm 因此将iv段设计成阶梯形，左段直径为36mmv段直径d5=30mm 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=117mm(3) 按弯矩复合强度计算%1 求分度圆直径：已知dl=60mm%1 求转矩：已知tl=122359. 4n*;mm%1 求圆周力：ft根据式得ft=tl/dl=1

18、22359. 4/60=2039. 32n求径向力 fr根据课本式得fr=ft ; tan a 2039. 32 x tan20°=742n圆周力f 匸2337.5n径向力fr=851n(2) 绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力：fay=fby=fr/2=371nfaz=fbz=ft/2=1019. 7n由两边对称，知截面c的弯矩也对称。截面c在垂直面弯矩为mcl=fayl/2=371x58. 5/1000=21. 7n；m(3) 绘制水平面弯矩图(如图c)(1) 绘制轴受力简图(如图a)截面c在水平面上弯矩为：mc2=fazl/2=1019. 7x58. 5/1000=59. 6

19、5n*;m(4) 绘制合弯矩图(如图d)mc=(mc12+mc22) 1/2=(21. 72+59. 652) 1/2=63. 5n；m(5) 绘制扭矩图(如图e)转矩：t=9.55x106 (p2/n2) =118n*;m(6) 绘制当量弯矩图(如图f)转矩产生的力按脉动循环变化，取a=l,截面c处的当壘弯矩: mec=mc2+(at)21/2= 59. 65+(1 x 135)2 1/2=135.2n*;m(7) 校核危险截面c的强度由式a e=mec/0. id33=99. 6/0. 1x413=32mpa< a -lb=60mpa该轴强度足够。输岀轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选

20、用45#调质钢，硬度(217255hbs)根据课本取c=107dmc (p3/n3) 1/3=107 (3. 78/71. 59) 1/3=40.14mm取 d=42mm因为有键槽径向尺寸增加5%即 d=452、轴的结构设计(1) 轴的零件定位，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，齿轮左 面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分 别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴 承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。(2) 按弯扭复合强度计算%1 求分度圆直径：已知d2=mz2=270mm%1 求

21、转矩：已知t3=504. 3n;m%1 求圆周力ft：ft=2t3/d2=2x504. 3/252=4307n%1 求径向力fr根据课本式得fr=ff;tan a 4307x0. 36379=1567n%1 两轴承对称/.la=lb=55mm(1)求支反力 fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=1567/2=783. 5nfaz=fbz=ft/2=4307/2=2153. 5n(2) 由两边对称，书籍截c的弯矩也对称截面c在垂直面弯矩为mcl=faxl/2=783. 5x55=43n；m(3) 截面c在水平面弯矩为mc2=fazl/2=2153. 5x55=118. 5n;m

22、(4) 计算合成弯矩mc= (mc12+mc22) 1/2=(16. 12+44. 262) 1/2=126n;m(5) 计算当塑弯矩：根据课本得a=l mec= mc2+ (a t)2 1/2= 1262+ (1x 542. 7)21/2二557n；m(6) 校核危险截面c的强度由式a e=mec/ (0. id) =557/(0. 1x453)=1.36mpa<o-lb=60mpa此轴强度足够 六、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 24x365x5=43800 小时1、计算输入轴承(1)已知 n ii=320r/min 两轴承径向反力：fr1=fr2=1168.

23、9n 初选两轴承为深沟球轴承6206型 根据课本得轴承内部轴向力fs=o. 63fr 则 fs1=fs2=o. 63fr1=736. 5n(2) vfsl+fa=fs2 fa=o故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 fa1=fs1=736. 5n fa2=fs2=736. 5n(3) 求系数x、yfa1/fr1=736. 5n/1168. 9n=0. 63fa2/fr2=736. 5n/1168. 9n=0. 63 根据课本得e=0. 68fal/frl<e xl=l fa2/fr2<e x2=lyl=oy2=0(4) 计算当量载荷pl、p2根据课本取f p=1.5根据课本式得p

24、l=fp(xlfrl+ylfal)=1.5x (1xi168. 9+0)=1753. 3n p2=fp(x2frl+y2fa2)=l. 5x (1 xi168. 9+0)=1753. 3n(5) 轴承寿命计算vp1=p2 故取 p=1753. 3n根据手册得6209型的cr=23000n由课本得lh=16670/n(ftcr/p) e =16670/320x (ix23000/1753. 3)3 =1047500h>43800h预期寿命足够2、计算输出轴承(1) 已知 niii=76. 19r/minfa=0 fr=faz=2153.5n试选7207ac型角接触球轴承根据课本 p265

25、表(11-12)得 fs=0. 063fr,则 fs1=fs2=o. 63fr=0. 63x2153. 5=1357n(2) 计算轴向载荷fa1、fa2vfsl+fa=fs2 fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端 两轴承轴向载荷：fa1=fa2=fs1=1357n(3) 求系数x、yfa1/fr1=1357/2153.5=o. 63 fa2/fr2=1357/2153. 5=0. 63 根据课本得：e=0. 68vfal/frl<eaxl=lyl=0vfa2/fr2<eax2=ly2=0(4) 计算当量动载荷pl、p2根据表(11-9)取fp=l. 5根据式(11-6

26、)得pl=fp(xlfrl+ylfal)=l. 5x (1x1357)= 2035np2=fp(x2fr2+y2fa2)=1. 5x (1x1357)= 2035n(5) 计算轴承寿命lhvp1=p2 故 p=2035e=3根据手册6209型轴承cr=30500n根据课本得：ft=l 根据课本得lh=16670/n(ftcr/p) e=16670/71. 59 x (1x30500/2035)3=248837& 6h>43800h此轴承合格七、键联接的选择及校核计算轴径 dl=28mm, ll=60mm査手册得，选用c型平键，得：键 a 8x7 gb1096-79 l=ll-b=60-24=36mmt2=135n*;m h=7mm 根据公式得op=4t2/dhl=4 x135000/28 x 7 x 36=76. 5mpa<ar(u0mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径 d3=45mm l3=48mm t=542.7n；m 查手册选a型平键键 14x9gb1096-79l=l3-b=48-14=34mm h=9mm o p=4t/dhl=4x542700/45x9x45=103. 87mpa<ap3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径 d2=54mml2=48mmt=61.5nm查手册选