干燥机课程设计说明书

1、- 17 -机械设计减速器设计说明书-11. 选择电动机-22. 传动比分配-33. 运动参数的计算（计算各轴的功率、转速和扭矩）-44. 设计计算传动零件（齿轮传动）-55. 各轴的设计计算-66. 轴承的选择和设计计算（包括转子支承轴承）-77. 联轴器的选择和验算-88. 键的选择和验算-99. 齿轮及轴承的润滑剂及润滑装置的选择-1010. 齿轮、联轴器，轴承与轴的配合的选择-1112.参考资料-12一 分析讨论机构运动简图 题目：120型干燥机传动系统 120型干燥机主要适用于粉状建筑物料的干燥。图示为干燥机机构运动简图。其运动传递关系是：电动机1通过联轴器2（具有缓冲、空载启动功能

2、），三轴线圆柱齿轮减速器3，以及开式齿轮传动4驱动干燥机转子5旋转，干燥机转子搅拌和输送物料，使物料均匀受热并干燥。二、原始数据：序 号项 目单 位120型1最大搅拌阻力矩MNm80002最大输送轴向力FN10003干燥机转子转速nrpm184开式齿轮传动比i6.255转子轴承跨距Am66工作条件载荷较平稳7使用寿命 十年（单班）注：F、M已考虑过载设电动机外伸轴为O轴；减速器高速轴为轴；中间轴为轴，低速轴为轴；干燥机卷筒轴为轴。二 选择电动机1.电动机类型的选择根据动力源和工作条件，一般用途的选择Y系列三相交流异步电动机，全封闭自扇冷式笼型，电源的电压为380V，频率50Hz。2.电动机容量

3、的选择根据已知条件，工作机所需要的有效功率为Pw = M n9550 （其中M=8000Nm ，n=18rpm）所以：计算得Pw = M n9550 = 8000×189550 kW = 15.08 kW 估算传动系统总效率 = 01 ×12 ×23 × 34 × 4 设：符号含义数值a联轴器的效率0.99b加工齿的开式圆柱齿轮传动效率（脂润滑）0.95c8级精度的一般圆柱齿轮传动效率（油润滑）0.97d一对滚子轴承的效率0.98e 一对滚动球轴承的效率0.99 01 = a = 0.99 12 = e × c = 0.99 

4、5; 0.97 = 0.9603 23 = e × c = 0.99 ×0.97 = 0.9603 34 = e × b = 0.99 × 0.95 = 0.9405 4 = d = 0.98所以：计算得传动系统总效率 = 0.99×0.9603×0.9603×0.9405×0.98 = 0.84工作时，电动机所需的功率为Pd=Pw = 15.08 0.84 =18.0PePd 条件可得Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取18.5 kW3电动机转速的选择 已知条件得，干燥机滚筒的工作转速nw = n = 18r

5、/min电动机转速nd = 6.25 ×（35）2 nw = 1012.5 2812.5 r/min由以上计算和分析得电动机应选择电动机型号额定功率（kW）同步转速(r/min)满载转速(r/min)电动机中心高H（mm）外伸轴径D（mm）轴外伸长度E（mm）Y180M-418.51500147018048+0.002+0.018 110三 传动比分配 总传动比i= nmnw = 147018 = 81.67 由传动系统方案知： i01 = 1 ; 查表取开式圆柱齿轮传动的传动比为 ：i34 =6.25； 由计算可得两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i为：i=i12 i23=i i 01

6、 i34= 81.671×6.25=13.07 i12=1.4 i=1.4 ×13.07=4.28 i23=i i 12 = 13.074.28= 3.05 传动系统各级传动比分别为：i01 i12 i23i3414.283.056.25四 运动参数的计算（计算各轴的功率、转速和扭矩）1.传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：计算项目计算内容和说明转速rmin、功率kW、转矩N·m计算结果0轴（电动机轴）n0 =nm1470P0 =Pd18.0T0 =9550P0 n0 116.93轴（减速器高速轴）n1 = n0 i011470P1 =P0 0117.82T1

7、 =9550P1 n1 115.8轴（减速器中间轴）n2 = n1 i12343.5P2 =P1 1217.11T2 =9550P2 n2 475.7轴（减速器低速轴）n3 = n2 i23112.62P3 =P2 2316.43T3=9550P3 n31393.2轴（干燥机滚筒轴）n4 = n3 i3418.02P4 =P3 3415.46T4=9550P4 n4 8193.32.将上述计算结果列入下列表中： 轴 号项 目电动机两级圆柱齿轮减速器开式齿轮传动工作机0轴轴轴轴轴转速（rmin5112.6218.02功率（kW）18.017.8217.1116.4315

8、.46转矩（N·m）116.93115.8475.71393.28193.3传动比14.283.056.25五 设计计算传动零件（齿轮传动）1.减速器外部转动零件的设计计算及强度校核（开式齿轮传动）计算项目计算内容和说明计算结果1. 齿轮精度等级、材料、许用应力及齿数的选择（1） 精度等级（2） 材料选择、热处理及硬度该传动为一般用途，故选8级精度 查表11-1得，小齿轮40Cr，表面淬火，齿面硬度HRC2=50大齿轮45钢，表面淬火，齿面硬度HRC1=45 8级HRC1=50HRC2=45（3） 许用应力（4） 齿数查表11-1得，两齿轮材料的接触疲劳极限和弯曲疲劳极限分别为：Hl

9、im1=1200MPa FE1 = 720MPaHlim2=1130MPa FE2 = 690MPa查表11-5得接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.25 SFlim=1.6 则：H1 =Hlim1SHlim= 12001.25=960MPa H2 =Hlim2SHlim=11301.25=904MPa F1 =FE1SFlim=7201.6=450MPa F2 =FE1SFlim=6901.6=431.25MPa 由于采用开式硬齿面传动，小齿轮z1 =25则z2=i34 z1 =6.25×25=156.25 则取z2=157 齿数比 u=z2z1 =15725=6.28H1

10、=960MPa H2 =904MPaF1 =450MPaF2 =431.25MPa z1 =25z2=1572.选择计算按弯曲强度的齿轮查图11-8得 YFa1 = 2.74 YFa2 =2.17查图11-9得 YSa1 = 1.59 YSa2 =1.82因 YFa1 YSa1 F1 =2.74×1.59450=0.0097 > YFa2YSa2 F2 =2.27×1.82431.25=0.0096 故应对小齿轮进行弯曲强度设计计算小齿轮2. 按弯曲接触疲劳强度进行设计计算（1） 小齿轮的转矩（2）模数按8级精度制造，取载荷系数K=1.2（表11-3） 齿宽系数d=0

11、.25（表11-6） 由上述计算可知 T3=1393.2N·mm32KT3dz12YFa1 YSa1 F1 =32×1.2×1393.2×1030.25×2522.74×1.59 450=5.91加大模数m10%到15% 得模数m=6.501到6.7965由表4-1得 m取8 即 m=8T3=1393.2N·mm=8（2） 中心距（3） 齿轮分度圆直径（4） 齿宽a=m（z1+z2）2=8 ×（25+157）2=728mm d1=mz1=8×25=200mm d2=mz2=8×157=1256m

12、m b=dd1=0.25×200 =50mm 取b2=50mm b1=55mma=728mm d1=200mmd2=1256mmb1=55mm b2=50mm2.减速器内部转动零件的设计计算（三轴线圆柱齿轮）计算项目计算内容和说明计算结果1. 高速轴齿轮和低速轴齿轮的精度等级、材料及许用应力（1）精度等级（2）材料、热处理及硬度要求结构紧凑故采用硬齿面的组合。两对齿轮材料选用同种材料，精度选8级小齿轮选20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC1=60大齿轮选20Cr，渗碳淬火，齿面硬度HRC2=608级HRC1=60HRC2=60（3）许用应力查表11-1得，两齿轮材料的接触疲劳极

13、限和弯曲疲劳极限分别为：Hlim1=1500MPa FE1 = 850MPaHlim2=1500MPa FE2 = 850MPa查表11-5得接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1.25 SFlim=1.6 则：H1 =Hlim1SHlim= H2 =15001.25=1200MPa F1 =FE1SFlim=F2 =8501.6=531.25MPaH1 =H2 =1200MPa F1 =F2 =531.25MPa2.对高速轴齿轮设计计算（1）齿数由于是闭式硬齿齿轮，故采用弯曲接触疲劳强度设计计算小齿轮z1 =25则z2=i12 z1 =4.28×25=107 取z2=107 齿数

14、比 u=z2z1 =10725=4.28z1 =25z2=107u=4.28（2）选择计算按弯曲强度的齿轮查图11-8得 YFa1 = 2.74 YFa2 =2.21查图11-9得 YSa1 = 1.59 YSa2 =1.82因 YFa1 YSa1 F1 =2.74×1.59531.25=0.0082 > YFa2YSa2 F2 =2.21×1.82531.25=0.0076 故应对小齿轮进行弯曲强度设计计算小齿轮（3）按弯曲接触疲劳强度进行设计计算小齿轮转矩模数中心距齿轮分度圆直径齿宽按8级精度制造，取载荷系数K=1.2（表11-3） 齿宽系数d=0.5（表11-6

15、）由已知可知：T1 =115.8 N·m m32KT1dz12YFa1 YSa1 F1 =32×1.2×115.8×1030.5×252×2.74×1.59 531.25=1.96由4-1得模数应取m=3a=m（z1+z2）2=3×（25+107）2=198mm d1=mz1=3×25=75mm d2=mz2=3×107=321mm b=dd1=0.5×75=37.5mm 取b2=40mm b1=45mmT1=115.8N·mm=3a=198mmd1=75mmd2=321mm

16、b1=45mm b2=40mm（4）验算齿面接触强度 齿面接触应力 齿轮的圆周速度取齿轮弹性系数ZE=189.8 区域系数ZH=2.5 H =ZEZH2KT1bd12u+1u =189.8×2.5 2×1.2×115.8×10340×7524.28+14.28=533.8MPa<H1=1200MPaV=d1n160×1000=×75×147060×1000=5.77m/s 安全对照表11-2选8级制造精度是合宜的3.对低速轴齿轮设计计算由于是闭式硬齿齿轮，故采用弯曲接触疲劳强度设计计算（1）齿数小齿

17、轮z1 =25则z2=i23 z1 =3.05×25=76.25取z2=77 齿数比 u=z2z1 =7725=3.08z1 =25z2=77u=3.08（2）选择计算按弯曲强度的齿轮查图11-8得 YFa1 = 2.74 YFa2 =2.26查图11-9得 YSa1 = 1.59 YSa2 =1.78因 YFa1 YSa1 F1 =2.74×1.59531.25=0.00872 > YFa2YSa2 F2 =2.26×1.78531.25=0.0076 故应对小齿轮进行弯曲强度设计计算小齿轮（3）按弯曲接触疲劳强度进行设计计算小齿轮转矩模数中心距齿轮分度圆

18、直径齿宽按8级精度制造，取载荷系数K=1.2（表11-3） 齿宽系数d=0.5（表11-6）T2 =475.7N·m m32KT2dz12YFa1 YSa1 F1 =32×1.2×475.7×1030.5×2522.74×1.59 531.25=3.10mm由4-1得模数应取4a=m（z1+z2）2=4×（25+77）2=204mm d1=mz1=4×25=100mm d2=mz2=4×77=308mm b=dd1=0.5×100=50mm 取b2=50mm b1=55mmT2=475.7N&#

19、183;mm=4mma=204mmd1=100mmd2=308mmb1=50mm b2=55mm（4）验算齿面接触强度 齿面接触应力 齿轮的圆周速度取齿轮弹性系数ZE=189.8 区域系数ZH=2.5 H =ZEZH2KT2bd12u+1u =189.8×2.5 2×1.2×475.7×10350×10023.05+13.05=1007.6MPa<H1=1200MPaV=d1n260×1000=×100×343.560×1000=1.80m/s安全对照表11-2选8级制造精度是合宜的六 各轴的设计计

20、算计算项目计算内容和说明计算结果1. 减速器内的轴设计计算（轴，轴和轴）（1） 选材（2） 估算各轴直径轴：强度校核：轴轴二级齿轮减速器45号钢调质，硬度HBS=217255MPa ，强度极限b=650MPa，屈服极限s=360MPa，弯曲疲劳极限-1=300MPa ，30MPa 40MPa各轴C的取值：高速轴（轴）C=118；中间轴（轴）C=110；低速轴（轴）C=107 一轴的轴直径计算 dC 3p1n1=118 318.01470=27.50mm 由于该轴上有两个键，故轴径增加10% 即d1=27.50×(1+10%) =30.25mm 由于电动机的伸出周径为48mm故 取d1

21、min=40mm 对轴进行结构设计 以最小直径作为基准，初步确定各段轴的直径和长度 1. 阶梯轴 各段直径的确定，以最小直径作为基准，逐步加大各段轴的直径（将轴分为七段）分别为d1、d2、d3、d4、d5、d6、d7。d1=d1min=40mm d2=d1+2×0.08d1=46mmd3=d2+2×2=50mm d4=d3+2×2=54mmd5=d4+0.08d4=62mm d6=d3+0.08d3=54d7=d3=50mm 2. 阶梯轴各段长度的确定根据轴上各零件与轴配合部分的轴向尺寸来确定 分别为l1、l2、l3、l4、l5、l6、l7。l1= 84-2=82

22、mm l2=25+25=50mm l3=16+8+16=40mm l4=45-3=42mm l5=10mm l6=100mm l7=18mm l总=l1+l2+l3+l4+ l5+l6+l7=342mm 3. 对轴进行强度校核：Ft=2T2d1=2964N Fr=Ft×tan=2T2d1×tan20°=1079N1 垂直面的支承反力： F1v=1079×53143=400N F2v=Fr- F1v=679N2 水平面的支承反力： F1H=2964×53143=1099N F2H=Ft-F1H=1865N3 垂直面的弯矩图Mav=679×

23、;53=35.9N·m Mav=400×90=36N·m 4 水平面的弯矩图： MaH=1099×90=98.91N·m M'aH=1865×53=98.845 N·m 求合成弯矩图：Ma=M2aV+M2aH=105.3N·m M'a=M'aH2+Mav2=105.3 N·m 求危险截面的当量弯矩易知其当量弯矩为Me=Ma2+（T1）2如认为轴的扭切应力是脉动循环变应力，取折合系数𝞪=0.6，代入上式可得 Me=105.32+（0.6×115.8）2=12

24、6.2 N·m 计算危险截面处轴的直径：由课本表14-3查的-1b=60MPa,则d3Me0.1-1b=3126.2×1030.1×60=28mmd1min<d 所以所选轴直径合适 二轴的轴直径计算d2C 3p2n2=110 317.11343.5=41.06mm 由于该轴上有两个键，故轴径增加10% 即d2=41.06×1.1=45.17mm 取d2=50mm 对轴进行结构设计 以最小直径作为基准，初步确定各段轴的直径和长度1. 阶梯轴 各段直径的确定，以最小直径作为基准，逐步加大各段轴的直径（将轴分为七段）分别为d1、d2、d3、d4、d5、d

25、6、d7。d1=d1min=50mm d2=d1+2×0.08d1=58mmd3=d2+2×2=62mm d4=d3+2×2=66mmd5=62mm d6=58mmd7=d3=50mm 2. 阶梯轴各段长度的确定根据轴上各零件与轴配合部分的轴向尺寸来确定 分别为l1、l2、l3、l4、l5、l6、l7。l1= 16+2=18mm l2=21mm l3=40-2=38mm l4=40mm l5=55-3=52mm l6=21mm l7=18mm l总=l1+l2+l3+l4+ l5+l6+l7=210mm Ft1=2T1d1=3088N Fr1=Ft1×t

26、an=2T2d1×tan20°=1124N Ft2=2T3d1=9047N Fr2=Ft2×tan=2T2d1×tan20°=3293N1 垂直面的支承反力： F1v=95×3293-40×1124142=1886N F2v=Fr1-Fr2+ F1v=283N2 水平面的支承反力： F1H=95×9047-40×3088142=5182N F2H=Ft1-Ft2+F1H=777N三轴的轴直径计算 d3C 3p3n3=107 316.43112.62=57.15mm 由于该轴上有两个键，故轴径增加10%即d

27、3=57.15×1.1=62.86mm 取d3=75mm对轴进行结构设计 以最小直径作为基准，初步确定各段轴的直径和长度3. 阶梯轴 各段直径的确定，以最小直径作为基准，逐步加大各段轴的直径（将轴分为七段）分别为d1、d2、d3、d4、d5、d6、d7。 d1=d1min=75mm d2=d1+2×0.08d1=87mmd3=93mm d4=96mmd5=102mm d6=96mmd7=d3=93mm 4. 阶梯轴各段长度的确定根据轴上各零件与轴配合部分的轴向尺寸来确定 分别为l1、l2、l3、l4、l5、l6、l7。l1= 103mm l2=45mm l3=40mm l4

28、=48mm l5=10mm l6=90mm l7=18mm l总=l1+l2+l3+l4+ l5+l6+l7=354mm Ft1=2T2d1=9514N Fr1=Ft1×tan=2T2d1×tan20°=3463N Ft2=2T4d1=13047N Fr2=Ft2×tan=2T3d1×tan20°=4749N3 垂直面的支承反力： F1v=4749×278+103×3463148=11330N F2v=Fr1+Fr2- F1v=-3118N4 水平面的支承反力： F1H=13047×278+9514

29、15;103148=31128N F2H=Ft1+Ft2-F1H=-8567Nd1=40mmd2=50mmd3=75mm2. 工作机轴的设计计算（轴）（1） 选材（2） 估算轴径（轴）载荷较大，无很大的冲击45号钢调质，硬度HBS=217255MPa ，强度极限b=650MPa，屈服极限s=360MPa，弯曲疲劳极限-1=300MPa ，30MPa 40MPa C取118d4C 3p4n4=118 315.4618.02=113.7mm 由于该轴有一个键，故轴径增加5% 即d4=113.7×1.05=119.4mm 取d4=125mmd4=125mm七 轴承的选择和设计计算（包括转子

30、支承轴承）计算项目计算过程计算结果轴承选择条件计算公式轴承需要三年一大修，故其工作年限为三年，单班制，即每天工作八小时，一年按300天计算。Lh=10660n（CP）3×300×8h=7200h fp=1.2 f t=1 球轴承=3 滚子轴承=103 轴轴承P=Fr=Fv22+Fh22=6792+18652=1.985KN CfpPf t60n106Lh1=1.2×1.9851.060×1470106720013=22.26型号：7010AC轴承 d=50mm,D=80mm,B=16mm,Cr=26.5kN 符合型号：7010AC轴承

31、d=50mm,D=80mm,B=16mm,Cr=26.5kN轴轴承P=Fr=Fv22+Fh22=7772+18862=2.039KN CfpPf t60n106Lh1=1.2×2.0391.060×343.5106720013=20.98kN 型号：7010AC轴承 d=50mm,D=80mm,B=16mm,Cr=26.5kN 符合型号：7010AC轴承d=50mm,D=80mm,B=16mm,Cr=26.5kN轴轴承P=Fr=Fv22+Fh22=113302+21128=23.126KN CfpPf t60n106Lh1=1.2×23.126

32、1.060×112.62106720013=70.5kN 型号：7019AC d=95mm,D=145mm,B=24mm,Cr=73.5kN 符合型号：7019AC轴承d=95mm,D=145mm,B=24mm, Cr=73.5kN轴轴承根据轴的最小直径为125mm 可以选择轴承为30225 d=125mm D=230mm B=44mm轴承为30225 d=125mm D=230mm B=44mm 八 联轴器的选择和验算计算项目计算过程计算结果选择类型载荷较稳定可选凸缘联轴器计算转矩与验算转矩转矩T=9550×Pn=9550×18.81470=122.14N

33、83;m查表得KA=1.7 验算转矩为Tc=1.7×122.14=207.6N·mTc=207.6N·m确定型号由机械设计手册得：选GYS6，公称转矩为900N·m，半联轴器材料选铜。则许用转速6800r/min。 可知验算转矩小于其公称转矩，转速小于许用转速，且俩轴直径分别为40mm和48mm符合其规定直径大小，所以GYS6符合条件。GYS6九 键的选择和验算计算项目计算过程计算结果键的类型选择根据要求可知选各键为普通平键，材料为钢制。普通平键钢制0轴联轴器由该轴段的轴经d=48mm的，选键尺寸为：b×h=14mm×9mm，L=80

34、mm验算: p=4TdhL=4×112.1448×9×80×10-9=14.1MPa 查资料得所选键满足要求。 b×h=14mm×9mm，L=80mm轴联轴器由该轴段的轴径d=40mm得，选键的尺寸为：b×h=12mm×8mm，L=80mm。验算：p=4TdhL=4×120.9140×8×80×10-9=18.9MPa 查资料得所选键满足要求。b×h=12mm×8mm，L=80mm齿轮由该轴段的轴径d=54mm得，选键的尺寸为：b×h=16mm×10mm，L=45mm。验算：p