机械设计课程设计说明书

1、.机械设计课程设计说明书设计题目: 直齿锥齿轮减速器 设计者: 董子源 专业： 工程学院09机械2班 学号: 200924123233 指导教师: 黄卉 2011年 12 月25日目录一、传动方案拟定 .3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配传动比 .5四、运动参数及动力参数计算 .5五、传动零件的设计 .6六、轴的设计.11七、输出轴的校核 .14八、轴承的校核.16机电专业课程设计题目 指导老师：黄卉设计一链式输送机传动用的V带传动及直齿圆锥齿轮减速器。传动简图如下图所示，设计参数为：输送链的牵引力：F=1.3KN输送链的速度：V=0.9m/s输送链链轮的节圆直径d=105mm1电动

2、机 2V传动带 3减速器4联轴器 5输送机的链轮注：1、链板式输送机在仓库、行李房或装配车间运送成件物品，运转方向不变，工作载荷稳定； 2、工作寿命15年，每年工作300个工作日，每日工作16小时。计算机说明结果一、传动方案拟定方案如下图所示：一级带传动和圆锥齿轮减速器；工作条件：链板式输送机在仓库、行李房或装配车间运送成件物品，运转方向不变，工作载荷稳定；2、工作寿命15年，每年工作300个工作日，每日工作16小时。原始数据：输送链的牵引力：F=1.3KN输送链的速度：V=0.9m/s输送链链轮的节圆直径d=105mm二、电动机的选择1.电动机选择（1）选择电动机类型：按工作要求和条件，选用

3、三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型（2）选择电动机的容量：电动机所需工作功率按2P12式（1）为Pd=Pw/a kW由2P12式（2）Pd=Fv/1000kW因此Pd=Fv/（1000a）kW由电动机至运输带的传动总效率为：a=1×32×3×4×5 式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和链轮的传动效率。 取1=0.96，2=0.98，3=0.96，4=0.99，5=0.92，则 a=0.96×0.983×0.96×0.99×0.96=0.790 所以 Pd=Fv/（1000a

4、）=(1300×0.9)/（1000×0.798） =1.466kW（3）确定电动机转速： 链轮工作的转速为n=60×1000v/D=60×1000×0.9/（×105）=163.702r/min参考2P1表一推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i,1=24，以及圆锥齿轮减速器传动比i,2=23，则总传动比合理范围为i,a=412，故电动机转速的可选范围为： n,d= i,a·n=（412）×163.702=654.8081964.424r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min根据

5、容量和转速，由4P274表17-1。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择n=1000r/min。（4）确定电动机的型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机的型号为Y100L-6其主要性能如下：额定功率1.5kW 满载转速nm=940r/min三、计算总传动比和分配传动比 （1）总传动比由2P15式（7），得 ia=nm/n=940/163.702=5.742 （2）分配传动装置传动比由2P16式（8） ia=ioi（式中io、i分别为带传动和减速器的传动比） 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取io=2.2，则减速器的传动比为：

6、i=ia/i0=5.742/2.2=2.610四、运动参数和动力参数计算 如将传动装置各轴由高速到低速依次为轴、轴、链轮轴，则可按电动机轴至工作机运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数。（1） 各轴转速由2P19式（9）（11），得轴 n=nm/i0=940/2.2=427.273r/min轴 n=n/i1=427.273/2.610=163.706r/min链轮轴 n=n=163.706r/min（2）各轴的输入功率由式（12）（15）2P19P20，得轴 P=Pd01=Pd1=1.466×0.96=1.407kW轴 P=P12=P23=1.407×0.98×

7、;0.96=1.324kW链轮轴 P=P23=P24=1.324×0.98×0.99=1.285kW（3）各轴入扭矩由2P20式（16）（21），得 电动机输出的转矩Td=9550×Pd/nm=9500×1.466/940=14.894N·m 轴的输入转矩 轴 T=Tdi001=Tdi01=14.894×2.2×0.96=31.456N·m轴 T=Ti112=T1i123=31.456×2.610×0.98×0.96=77.240N·m链轮轴 T=T24=77.240

8、5;0.98×0.99=74.938N·m五、传动零件的设计 1.V带轮的传动设计计算（1）确定计算功率PCa由于此带式运输机为连续单向运转，工作载荷稳定，每天工作16个小时，查1P156表8-7，得kA=1.3， 故Pca=KAPd=1.2×1.5kW=1.95kW（2）选择V带的带型根据Pca、n1由1P151图8-10得：选用A型V带（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1由课本1P155表8-6和1P157表8-8，取小带轮的基准直径dd1=112mm。验算带速v按课本1P150式（8-13）验算带的速度v=dd1n1/（60&#

9、215;1000）=×112×940/（60×1000）=5.512m/s （其中n1为主动轮的转速，n1=nm）因为5m/sv25m/s，带速合适。计算从动轮的基准直径根据课本1P150式（8-15a），计算从动轮的基准直径dd2dd2=i0dd1=2.2×112=246.4mm（4）确定V带的中心矩a和基准长度Ld根据课本1P152式（8-20）0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）初定中心距a0=500mm由课本1P158式（8-22）计算带所需的基准长度Ld02a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2×

10、;350+3.14×（75+180）/2+（180-75）2/（4×350）1578.150mm由课本1P146表8-2选带的基准长度Ld=1600mm按课本1P158式（8-23）计算实际中心距aaa0+（LdLd0）/2=510.925mm（5）验算小带轮上的包角111800（dd2dd1）×57.30/a=1800（250-112）×57.50/510.927=164.4690>1200（适用）（6）计算V带的根数z计算单根V带的额定功率pr由dd1=112mm和n1=940r/min根据课本1P152表8-4a，得P0=1.15kW根据n1

11、=940r/min，i0=2.2和A型带，查课本1P153 表（8-4b）得P0=0.11kW根据课本1P155表8-5得Ka=0.96根据课本1P146表8-2得KL=0.99，于是Pr=（P0+P0）*Ka*KL=（0.325+0.03）×0.96×1.08=1.197kW计算V带的根数zz=PCa/Pr=1.95/1.197=1.628取圆整为2根（7）计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由1P149表8-3得A型带的单位长度质量 q=0. 1kg/m，所以：(F0)min=500（2.5Ka）PCa/Kazv+qv2=500×（2.50.96）

12、15;1.32/（0.96×2×5.512）+0.1×5.5122N=144.916N应使带的实际初拉力F0>(F0)min（8）计算压轴力Fp压轴力的最小值为：（Fp）min=2z（F0）minsin（1/2）=2×4×144.916×sin（164.469°/2）=574.348N2、齿轮传动的设计（1）选定齿轮材料、精度等级及齿数如设计任务书图所示，选择标准直齿圆锥齿轮传动。选用8级精度（GB10095-88）、软齿面。根据课本1P191表10-1小齿轮材料选用40Cr（调质），齿面硬度为280HBS；大齿轮选用

13、45钢（调质），齿面硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数z1=24 大齿轮齿数z2=uz=iz=2.610×24=62.64 取z2=63。（2）按齿面接触疲劳强度设计由1P227设计计算公式（10-26）1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3小齿轮传递的转矩T1=3.146×104 Nmm取齿宽系数R=1/3由1表10-6查得材的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2由1图10-13（d）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 2=550MPa由1式10-13计算应力循环次数

14、NLN1=60n1jLh=60×427.273×1×（16×300×15） =1.846×109 N2=N1/i=1.846×109/2.610=7.703×108由1图10-19查得接触疲劳寿命系KHN1=0.88KHN2=0.92计算接触疲劳许用应力H取失效概率为1%，安全系数S=1.0由1式10-12，得H1=KHN1Hlim1/S=0.88×600/1.0Mpa=528MpaH2=KHN2Hlim2/S=0.92×550/1.0Mpa=506Mpa2）计算试算小齿轮分度圆直径dd1，代入

15、H较小的值平均分度圆直径dmdm=dm（10.5R）=61.946*（10.5×1/3）=51.623mm计算圆周速度v v=1.155m/s 计算载荷系数K由课本1表10-2查得使用系数KA=1.00；由课本1图10-8查得动载系数Kv=1.12；对于直齿锥齿轮，取齿间载荷分配系数KHa=KFa=1.0；由课本1表10-9取轴承系数KHbe=1.25，则KH=KF=1.5KHbe =1.5×1.25=1.875故载荷系数K=KA×KV×KHa×KH=1.00×1.12×1.0×1.875=2.1按实际的载荷系数校

16、正所算得的分度圆直径，由课本1式10-10a，得计算模数m m=d1/z1=45.375/20=2.269mm（3）按齿根弯曲强度设计由1式10-24得弯曲强度的设计公式为 1）确定公式内的各计算数值由课本1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。 由课本1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86KFN2=0.88 计算弯曲疲劳许用应力F取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本1式10-12，得 计算载荷系数KK=KA×KV×KFa×KF=1.00×1.12×1.0&#

17、215;1.875=2.1 计算齿轮当量齿数 分锥量 1=tan1（z1/z2）=20.854° 2=90°2 =69.146° 当量齿数zv zv1=z1/cos1=24/cos20.854°=25.682,取25zv2=z2/cos2=63/cos69.146°=176.972117取齿形系数YFa由课本1表10-5得YFa1=2.65YFa2=2.30查取应力校系数由课本1表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.74计算大、小齿轮的YFa*YSa/F小齿轮：大齿轮： （大齿轮的数值大。）2）设计计算对比计算结果，齿面接触疲劳强度计算

18、的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，m的大小主要取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.282并就近圆整为标准值m=3mm。算出小齿轮的齿数z1=d1/m=72.684/3=24.228mm（取z1=24mm）大齿轮的齿数z2=u/z1=2.610×24=62.64mm（取z2=63）（4）几何尺寸计算计算分度圆直径dd1=z1m=24×3=72mmd2=z2m=633=189mm 平均分度圆直径dmdm1=d1(10.5R)=72(10.5×1/3）=60mmdm2=

19、d2(10.5R)=189×（10.5×1/3）=157.5mm分锥角1=tan1（z1/z2）=20.854° 2=90°2 =69.146°锥距R宽度b取b=30mm齿顶高ha、齿根高hfha=h*a×m=3mmhf=（h*ac*）×m=3.6mm六、轴的设计1.输出轴的设计1）输出轴的功率P2、转数n2和转矩T2由前面的计算可知：P2=1.324kwn2=163.706r/minT2=77.240N·mm2）初步确定轴的最小直径 先按课本1式15-2初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本

20、1表15-3，取A0=112，得考虑键槽的削弱，计算结果加大3%，则dmin=dmin（13%）=23.156mm选择联轴器联轴器的计算转矩TcaTca=KAT2=1.5×77.24=115.860Nm（KA 查课本1表14-1，得KA =1.5）按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查4P145表12-5，选用TL5型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为125N·m，半联轴器的孔径d1=25mm，故d-=25mm；半联轴器长度L=62m，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=44mm。3）轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配图方案，如下图：（2）根据周向定位的要求确定轴的各段直

21、径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段左端需制出一轴肩，轴肩的高度h=（0.070.1）d，故取-的直径d-=30mm；左端用轴段挡圈定位。按轴段直径取挡圈直径D=35mm。半联轴器与轴配合的毂空长度L1=44mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上，故-段的长度应比L1略小一些，故取l-=42mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受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d-=30mm，由4P117表9-6-1选择30307其尺寸d×D×T=35mm×80mm×22.75mm，故d-=d-=35mm，滚动轴承

22、均采用挡油板和轴承盖进行轴向定位。取d-=40mm。取安装锥齿轮处的轴段-的直径为d-=40mm，齿轮右端与右端轴承时间采用挡油板定位。齿轮轮毂宽度l=（11.2）d-，取40mm，为了使挡油板端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=36mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，取h=4mm，取轴环处的直径d-=48mm。轴环宽度b>1.4h，取l-=8mm。轴承端盖的总宽度为30mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面和半联轴器右端面间的距离l=20mm，故取l-=50mm。齿轮端面距箱体内壁距离a=10mm，在确定轴承位置时

23、，应距箱体内壁一定距离s，取s=8mm已知滚动轴承宽度T=22.75mm齿轮轮毂宽度为40mm，则l-=asT（4036）=44.75mm，取45mm l-=23+14=37mml-在画图时确定，为l-=84mm2.输入轴的设计（1）求输入轴的功率P1、转数n1和转矩T1由前面的计算可知：P1=1.407kwN1=427.273r/minT1=31.456N·mm（2）初步确定轴的最小轴径 先按课本1式15-2初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢。根据1表15-3取A0=112，得考虑键槽的削弱，计算结果加大3%，则dmin=dmin（13%）=17.163mm（取d=16mm）

24、（3）轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度带轮轮毂长度L=（1.52）d=40mm，l-=40mm，d-=20mm-轴段右端需制一轴肩，取轴肩高度h=2mm，故d-=24mm。选择滚动轴承。同输出轴，选用圆锥滚子轴承，根据d-=24m，由4表9-6-1选择30306，其尺寸为d×D×T=30mm×72mm×20.75mm，故d-=d-=30mm。左端轴承采用轴肩进行定位。取h=3mm，故d-=36mm。l-=l-=19mm。取为两轴承间的距离，l1=2.5d-=90mm，得l-=l118.75=69.2

25、5mm，取70mm。取安装齿轮处的轴段-直径=22mm套杯的设计。取套杯厚度2=8mm，由49-6-1，轴承30306的Da=65mm，取直径D=68mm。七、输出轴的校核1.作用在齿轮上的力：Ft=2T2/dm2=2×77240/158=977.722NF=Ftan=977.722tan20°=355.862NFr=Fcos2=355.862×cos69.146°=126.683N Fa=Fsin2=355.862×sin69.146°=332.550N 2.外力分析： 如图示：T=Ftd2/2=977.722×198/2

26、=92394.729N·mm（1）垂直面内：如图（d）（e）M1=0 FNv2×（l1+l2）Fr×l2Ma=0 F=0 FNv1Fr+ FNv2=0解得：FNv1=-117.599N FNv2=244.282N 所以：Mv1=-FNv1×l1=15523.068N/mm Mv2=FNv2×l2=-10748.408n/mm（1）水平面内：如图（b）（c）F=0 FtFNH2FNH1=0M1=0 FNH1×l1FNH2×l2=0解得：FNH1=325.911N/mmFNH2=651.822N/mm所以：MH= FNH2

27、15;l2=43020.252N/mm由轴的结构图及弯矩图可以看出截面B是轴的危险截面总弯矩M1=(MH2+Mv12)1/2M2=(MH2+Mv22)1/2得：M1=45735.191N/mmM2=44342.647N/mm 扭矩T=92394.729按弯扭合成应力校核轴的强度：校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面B由1P373式15-5ca=M2+(T)21/2/W-1由1373，因轴受的扭转切应力为脉动循环变应力，故取0.6由1373表15-4得W=d3/32bt（dt）2/2d由 4表7-1和公称直径d=40mm查得平键截面b×h=12×8，t=5.0c+0.2故W=5364.435所以ca=M2+(T)21/2/W<，得ca=13.398MPa由于轴选用45钢，调制处理，由1P362表15-1，得-1=60MPa因此ca-1，故安全。八、轴承的校核所选轴承为30307，由【4】P118表9-6-1，得Cr=75.2kN，C0r=82.5kN，e=0.31，Y=1.9，n=163.706r/m