机械
设计
领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计
课程设计计算说明书目录TOC\o"1-5"\h\zHYPERLINK\l"bookmark6"\o"CurrentDocument"一、传动
方案
气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载
分析
定性数据统计分析pdf销售业绩分析模板建筑结构震害分析销售进度分析表京东商城竞争战略分析
5二、电动机的选择5HYPERLINK\l"bookmark16"\o"CurrentDocument"三、传动比的分配6HYPERLINK\l"bookmark28"\o"CurrentDocument"四、V带传动的设计计算8HYPERLINK\l"bookmark30"\o"CurrentDocument"五、斜齿圆柱齿轮的设计计算11六、轴的设计与校核计算以及联轴器的选择21HYPERLINK\l"bookmark100"\o"CurrentDocument"七、轴承的选择与计算31HYPERLINK\l"bookmark106"\o"CurrentDocument"八、键的计算校核32九、减速器的润滑及密封选择32十、减速器的附件选择及说明32H-一、参考文献34传动装置总体设计计算过程及计算说明设计一带输送机传动装置工作条件：连续单向运转，使用期10年（每年300个工作日），小批量生产，单班制工作，输送机的传动效率为0.97。（第4组数据）原始数据：输送带从动轴所需扭矩T=85O/V./h；输送带的运行速度v=1.45/7?/5；输送带滚筒直径D=410mm。一、传动方案分析为了估计传动装置的总传动比围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动传送带主动轴滚筒的转速m60xl000vr=67.58%〃/min二、电动机类型和结构型式的选择1、电动机类型的选择：根据用途选择Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2、功率的确定：⑴工作机所需功率代.：巴=巩./（9550久.）因为7'=85O^*/7/；nH.=67.58r^//nin；仏=0.97,把数据带入式子中，所以Pw=850x67.58/（9550x0.97）=6.0kw⑵传动装置的总效率n：V带传动效率巾=0.96,滚动球轴承效率“2=0.99,斜齿圆柱齿轮效率（7级精度）〃3=0・98,联轴器效率=0.97,平带效率仏=0.97。77=^5X^X72X73X74=0.96x0.99x0.98'x0.972x0.97=0.85⑶所需电动机的功率几：电动机工作功率化二7.5KWP&=P*〔H=7.lkw⑷电动机额定功率化：按P,n^Pd选取电动机型号。故选Pm=1.5kW的电动机3、电动机转速的确定：计算工作机轴工作转速：按《机械设计课程设计》(高等教育，该书以下简称设计手册)的推荐的传动比围，取V带传动比围为2~4,展开式二级圆柱齿轮减速器/=/,•/；=16^160则总传动比围为i=16'160o故电动机转速的可选围为n=inw=(16~160)x67.58=1081.28~10812.8/7min符合这一围的同步转速有1500r/min和3000r7min。4、电动机型号的确定转速©=1440r/min选择Y132M-4三相异步电动机由上可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min,额定功率为7.5kW0因为1500r/min的电动机较常用，且较符合工况要求，因此查机械设计课程设计表8—53(P207)选择电动机型号为Y132M-4。型号额定功率/kW满载转速nm(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.514402.22.2电动机的主要参数见下表传动比的分配计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：心©/%=1440/67.58=21.312、分配各级传动比：设V带的传动比为A，高速级斜齿轮传动比为低速级斜齿轮传动比为几。取V带传动比/；.=2.5,则两级减速箱的传动比为：iF=3.33z\.=2.56J="=&5,/.=/；•-is,iF=713^由上述各式可解得：“=3.33,is=2.563、各轴的转速n(r/min)电机轴的转速刀孑：,ld=nm=1440r/nin高速轴的转速"］：nx=nd/iv=1440/2.5=576/7nin中速轴的转速“2：n2=/?!/zf=576/3.33=172.97r/min低速轴的转速®:n3=n2/is=172.97/2.56=67.57r/niin工作轴的转速〃4:—=“3=67.57厂/min4、各轴的输入功率P(kW)电机轴的输入功率弓：Pd=1.5kW髙速轴的输入功率厶：人=4“=7.5x0.96=6.82kW中速轴的输入功率E:■£=呂•％•仏=682x0.99x0.98=6.62kW低速轴的输入功率厶：出=A•〃2•“3=6.62x0.99x0.98=6.42kW⑥工作轴的输入功率:4=A•〃昇％=6.42x0.99x0.97=6.29kW5、各轴的输入扭矩T(N・m)电机轴的输入功率7；：Td=9550=9550x-=49.73/V•m高速轴的输入转矩=9550勺=9550x—=112.87V<90x1440=6.78必60x100060x1000因为5m/s
90°501计算带的根数Z1)计算单根V带的额定功率Pr由ddl=90mm和ndl=1440r/min,查课本p.152表8~4a得/?()=\.01kW根据n(tx=1440r/nin,/；.=2.5和A型带,查课本p.153表8-4b得△“)=0.17RW,查课本p.155表8-5可以得Ka=0.92,查课本p・146表8-2得KL=0.98,于是得,pr=(p0+Ap{))KaKl=(1.07+0.17)x0.92x0.98=1.117^VV2)计算V带的根数Z"斜鴿皿「所以Z取8根。(7)计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)„in由课本p.149表8-3得A型带的单位长度质量q二0.lkg/m所以由课本p.158式8-27得，+qv2=500x'一•)__—+0.1x6.782=136.789W0.92x8x6.78应使带的实际初拉力F0>(F0)min(8)计算压轴力凡由课本p.159式8-28可得压轴力的最小值为：(^)mi„=2Z(F0)minsin^d=501/”/"冬=151°S)n“n=136・789N©=2118・91N=2x8x136.789xsin—=2118.91?/2五、斜齿圆柱齿轮的设计计算1、高速级已知输入功率齿数比为3.33,小齿轮的转速为576r/min,由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本pl91表10-1选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为280HBS,大齿轮为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数习=24,大齿轮z2=3.33x24=79.92,取80。5）选取螺旋角。初选螺旋角=14°7\=112800N•mm=1.3Zr=2.433■=1S9.8•炉/叽=1（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即d虚箱乎字（筒j，其中“=“=3.331）小齿轮转矩7；=112800N•〃州2）试取载荷系数K,=\.33）由课本p217图10-30选取区域系数乙=2.43314）由课本p201表10-6查得材料弹性影响系数乙=189.SMPa15）由课本p205表10-7选取齿宽系数如=16）由课本p215图10-26查得殆］=0.79,%=0.89,6=1.68则為=為i+=1・687）由课本p209图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限b〃讪=600MPd,大齿轮的接触疲劳极限cr//Iim2=55OMPa计算应力循环次数N、=(jOnJLh=60x576x1x(1x8x300x10)=8.29x10"N2=NJII=8.29X108/3.33=2.49xlO8由课本p208图10-19查得接触疲劳寿命系数A\V1=0.96K叱=0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数21,则=心\・041/S=0.96x600=5763/?^[bj=仏叽2/s=0.98X550=539畑则[b〃]=539MPa11）试算小齿轮分度圆直径血12）计算圆周速度vv=(加//[)/(60x1000)=(^x51.45x480)/(60x1000)v=l・661m/s=1.661/77/513）计算齿宽b及模数见「b=(t)ddu=1x55.12=55.12//w»叽cosQZi55.12xcosl4°24=2.228mmh=2.25mnt=2.25x2.228=5.013mmZ?//7=55.12/5.013=10.99514）计算纵向重合度%=0.3180/]tanfl=0.318xlx24xtanl4°=1.90515）计算载荷系数K根据齿轮工况，查课本pl93表10-2得心=1.25,根据v=1.661m/s,7级精度，由课本pl94图10-8查得动载系数=1.05由课本P195表10-3查得齿间载荷分配系数&血=KFa=1.2由课本pl97表10-4得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数力站=1.42由课本pl97图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数5=1.3则接触强度载荷系数K=KaKvKHaKup=1.25x1.05x1.2x1.42=2.23616）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d严％=55.44/n/nmn=〃]cosJ3/z{=55.44xcos14°/24=2.241zwn（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数K=KAKvKFaK,-p=1.25x1.05x1.2x1.3=2.04752）根据纵向重合度勺=1.903,查得螺旋角影响系数给=0.883）计算当量齿数=0.88/cos'p、=24/cos114°=26.272zv2=z2/cos3/3{=80/cos314°=87.5744）查课本p200表10-5得=263,^=1.60,YFa2=2.22,YSa2=1.785）计算弯曲疲劳许用应力由课本p208图10-22查得弯曲疲劳寿命系数K卜卞\二°・89,KFN2二°・9取安全系数Sf=1.4由课本p209图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限=500J处b吊q=38O」0a按脉动循环变应力确定许用弯曲应力0订=KFN\bFN\/Sf=0.89x500/1.4=317.9MPaL=KFN?bfnq/S*=0.9x380/1.4=244・3MPa6)计算大小齿轮的/尽/[o>]并加以比较2.63x1.60[bj317.9=0.01324詈皆写护皿8大齿轮的数值大7）模数他竺4•仏小56讪如爲［刁］对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数〃-与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差不大，取
标准
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值叫=2〃〃—已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径dx=55.44/77/?/,来计算应有的齿数55.44xcos14°2=26.897故取©=27,则Z2=Zj•/f=27x3.33=89.91,取％=90。8)计算中心距角=(©+°)叫=(27+9O)x2=]2o5垃枷2cosA2xcos14°将中心距圆整为q=120〃〃〃斜齿轮重要参数：勺=27Z2=90mn=2mmq=120〃"”按圆整后的中心距修正螺旋角yg,=arccos(Z|+Z2)/n>lA=12.839。2a(27+90)x2一=arccos=12.8392x120因Q值改变不多，故参数6、5z〃等不必修正。“]=56mmd2=185nun3]=59mm8^=54〃〃”计算大、小齿轮的分度圆直径=x一_=55385nun取〃]=56〃劝・cos0]cos12.839d、=■==184.62mm,取d,=185mmcos/?】cos12.839计算齿轮宽度b=0屛]=1x55.385=55.385nun圆整后取B?=54〃〃"；3]=59mm计算齿顶高九、齿根髙血、齿全高力、顶隙cha=h^mn=1x2mm=2mmhf—(h：+=(1+0.25)x2mm=2.5nunh=此+hf=2.5+2=4.5nunc=crmn=0.25x2mm=0.5nun计算齿顶圆直径4】、g、齿根圆直径孑小d&dai=4+2ha=(56+2x2)mm=60mmda2=d2+2ha=(185+2x2)mm=189mmd□=d、_2hf=(56-2x2.5)〃〃〃=51〃?〃？d(1=d1-2hf=(185-2x2.5)〃〃”=180〃〃”齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm.故以选用腹板式结构为宜。有关尺寸按课本p232图10-39推荐用的结构尺寸设计。q=心一14X2=189—28=161mm,C=O.3xB=0.3x54=16.2inmD4=mm（由后面轴设计得），故D3=1.6£）4=1.6=/wh0=（q+r>3）/2=（161+74）/2=117.5〃曲£>2=O.35（Do-£>；）=0.35（161-74）=30.45/mw具体参照大齿轮零件草图（见下图）。2、低速级已知输入功率A=6.62kW,齿数比为2.56,小齿轮的转速为172.97r/min,由电动机驱动，使用期为10年（每年工作300天），单班制，输送机连续单向运转。（1）选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数1）选用闭式斜齿圆柱齿轮传动。2）该减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度。3）因传递功率不大转速不高，由课本pl91表10-1选择小齿轮材料为45（调质后表面淬火），硬度为280HBS,大齿轮为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮齿数23=40,大齿轮z4=2.56x40=102.4,取z4=10305）选取螺旋角。初选螺旋角02=12。（2）按齿面接触疲劳强度进行设计计算由设计公式进行计算，即血列化0孕车，其中is=2.56,1）小齿轮转矩7；=368110ATe/wn2）试取载荷系数AT,=1.63）由课本p217图10-30选取区域系数Z〃=2.4514）由课本p201表10-6查得材料弹性影响系数乙=189.8.0,5）由课本p205表10-7选取齿宽系数£=16）由课本p215图10-26查得呢i=0.78,sal=0.86,则6=阳+%=1®7）由课本p209图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限3——1j^-4=91.33mmE“kJ计算圆周速度VV=(屈/2)/(60x1000)=(兀X97.33X172.97)/(60x1000)£p=2.02=0.881/h/5计算齿宽b及模数％,b=(/>&•d3l=1x97.33=9733mm〃皿COS0297.33xcosl2°30=3.173mmh=2.25mnf=2.25x3.173=7.14m/n=97.33/7.14=13.63214）计算纵向重合度sp=0.318^z5tan/?2=0.318xlx30xtanl2°=2.0215）计算载荷系数《根据齿轮工况，查课本pl93表10-2得Kj=1.25,根据v=0.881m/s,7级精度，由课本pl94图10-8查得动载系数A；,=1.05由课本P195表10-3查得齿间载荷分配系数瓦仪=KFa=1.2由课本pl97表10-4得接触疲劳计算的齿向载荷分布系数K“=1.428由课本P197图10-13得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数Krp=1.45则接触强度载荷系数K=KaKvKHaKHp=1.25x1.05x1.2x1.428=2.249116）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d.=d^KIK,=97.33x^2.2491/1.6=109.029〃〃“tnn=d3cosP2!Z3=109.029xcosl2°/40=2.666nun（3）按齿根弯曲疲劳强度设计1）确定弯曲强度载荷系数K=KaKvKFaKFp=1.25x1.05x1.2x1.45=2.2S42）根据纵向重合度引=2.02,查得螺旋角影响系数=0.7973）计算当量齿数zv3=z3/cos3p2=40/cos312°=42.741zv4=G/cos302=103/cos312°=110.05864）查课本p200表10-5得5）计算弯曲疲劳许用应力由课本p206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN3二°・89,KFN4二°・9取安全系数Sf=1.4由课本p208图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限6*3=500MPgctEV4=380MPa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力=^W3ctFjV3!Sf=0.89X500/1.4=317・9MPa[crF]4=K”斯①卜附/S*=0.9x380/1.4=244・3MPa6）计算大小齿轮的尽民/[□>]并加以比较Y屛沖2.69x1.575门八““①•空==0.01332317.9址血=2・24xl・7、=001605［才丄244.3大齿轮的数值大7）模数叫2K%cosZe_fcT=2138,,wnmn=3mmE=37『93=199〃〃〃J02=12.83。=114〃?〃？£=287mmB3=115〃〃〃B4=110〃〃〃对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数〃-与由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数相差较大，取标准值已满足齿根弯曲疲劳强度。但是为了同时满足齿面接触疲劳强度，需按接触强度算得的分度圆直径£=109・029加〃几来计算应有的齿数d?cos0r109.029xcosl2°»「佥=—==35.54叫3故取Z3=37,则z4=z3is=36x2.56=92.16,取z4=9308）计算中心距5=仏+5”=（37+93）x3=199356呦2cos022xcos12°将中心距圆整为偽=199mm9）按圆整后的中心距修正螺旋角0、=arccoJ®+勺”"”-2a=arccos（37+93）x3=12.832x200因0值改变不多，故参数6、5、Z〃等不必修正。10）计算大、小齿轮的分度圆直径=上如=」八.=92.84〃沖，故取心=93〃曲cos02cos12.83。703x3d.==一—一=286.144〃曲,故取心=287〃曲cos02cos12.83°11）计算齿轮宽度h=g=1x109.029=109.029mm圆整后取$=1\0nun；=\\5mm计算齿顶髙九、齿根髙力八齿全高力、顶隙cha=h：叫=1x3mm=3mmht=(h：+c)mn=(l+0.25)x3?w/n=3.75mmh=ha+hj=3+3.75=6.75mmc=cmn=0・25x3〃〃〃=0.75mm计算齿顶圆直径心3心4、齿根圆直径d"dfA:da3=d3+2ha=(114+2x3)mm=120mmda4=d4+2ha=(287+2x3)mm=293mmdf3=(ly—2hf=(114-2x3・75)〃7〃7=1O6・5〃7〃zdf4=d4-2/?z=(287-2x3.75)"〃“=279・5〃〃”齿轮旋向：小圆柱斜齿轮左旋，大圆柱斜齿轮右旋。大齿轮结构设计因为齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。有关尺寸按课本p231图10-39推荐用的结构尺寸设计。D{)=da—14x3=293-42=251mm,C=O・3xB=0.3x110=33nw”0=92〃""(由后面轴设计得)，故D3=1.6D4=1.6x92=147D}=(Do+D3)/2=(265+147.2)/2=206.1w/h,D2=0.35(q—DJ=0.35(251—147.2)=36.33〃""具体参照大齿轮零件草图(见下图)。六、轴的设计及校核计算dni=28〃"〃1、初算轴径输入轴的设计计算・已知：R=6.82KW,阿=576/7min,石=112.8N•加・选择材料并按扭矩初算轴径选用45调质，硬度280HBS,cr,=640Mpa,根据课本P366(15-2)式，并查课本p370表15-3,取儿=115。"min=115劲6.82/576=26.⑻加。考虑到最小直径处要连接带轮要有键槽，将直径增大5%,则d=26.18X(l+5%)mm二27.489mm。则取〃川=28〃""。中间轴的设计计算1)•已知：P2=6.62KW,n2=172.97r/nin,T2=368110N^m2)・选择材料并按扭矩初算轴径选用45调质，硬度280HBS,可=640呦加，根据课本卩370(15-2)式，并查课本p370表15-3,取血=U5o血洛=115^6.62/172.97=38.66〃〃“°考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽，则将直径增大10%,则d=3&66J|，，3min58/WWX(l+10%)mm二42.529mm。则取rZni(=43〃"。输出轴的设计计算・已知：P2=6.42KW,n2=67.57r/nin,T2=942.37N*m・选择材料并按扭矩初算轴径选用45调质，硬度280HBS,巧=640呦"，根据课本P370(15-2)式，并查课本p370表15-3,取血=115。血讪=115J6.42/67.57=52.473〃““。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，有两个键槽，将直径增大10%,则d=52.473X(1+10%)mm=57.72mm。则取d3minlll..(=58〃〃"。3)•初步选择联轴器要使轴径山2与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号，查课本P347,,查K&=1.5,TCa=KaxT3=1.5x942.37=1413.555N•nt0查《机械设计课程设计手册》P101,取LT10弹性套柱销联轴器，其额定转矩2000N•m,半联轴器的孔径=63〃?〃？，故取,轴孔长度L=142mm,联轴器的轴配长度LI=142mmo2.装配草图的初步绘制1)传动零件中心线、轮廓线及箱体壁线的确定a.估算减速器的外轮廓尺寸二级圆柱斜齿轮减速器A=4a,B=2a,C=2a高速级A,=480/77/7?B、=240mmC]=240nun低速级A2=nunB]=4COnunC2=400nunb.画传动零件和外部轮廓C.确定箱体壁线：为避免齿轮与箱体壁干涉，齿轮与箱体的壁应留有一定的距离，大齿轮齿顶圆与箱体壁距离亠（dni・2J）,取箱体壁厚5=8〃加，则△|=10w小齿轮端面与箱体壁△.（>J）,取△丁=1O〃W两级齿轮端面间距c要大于2m（ni为■£■齿轮的模数），并不大于8mm,则取c=Smm,对于箱体底部的壁位置，由于考虑齿轮润滑及冷却需要一定的装油量，并使油中脏物能沉淀，箱体底部壁与最大齿轮顶圆的距离％应大于8mm,,并应不大于30mmo箱体轴承座及轴承的位置确定：对于剖分式齿轮减速器：箱体轴承座端面为箱体壁，轴承座的宽度L为：厶n5+G+C2+（5~10）〃M。G及C2为扳手空间所决定的的尺寸，5为箱体壁厚。（地脚螺栓直径①=0.036a2+\2=0.036x199+12=19.164mm,取①=M20,轴承旁连接螺栓直径4=0・75叭=14.373〃曲，取M16,）C,=22mm,C2=20mm,8=Smm,所以L=60mm,轴承端面至箱体壁的距离为5mm。•轴的结构设计（1）拟定轴的装配方案：-L45—n中间轴：因最小轴径处装轴承，且由初估最小轴径〃mi=43〃〃"选用滚动轴承,中间轴各段长度：厶-2=37〃〃”厶-3=52〃〃"厶_4=8卄血】厶45=113mmL—、=42.5/??/??壁线距离：I=18\mm中间轴各段轴径：di=45〃〃”d—=51〃劝“37=59〃〃”=51〃〃〃（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位（见下图，从左到右每个轴端面分别标记1,2,3,4,5,6）因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。查《机械设计课程设计手册》P78,表6-6o选取标准精度约为03,尺寸系列7309ACo尺寸:dxZ)xB=45xl00x25因髙速轴上小齿轮端面到壁的距离A2=\0nmi,及轴承端面至箱体壁的距离为5俪，所以髙速轴上兼两用的挡油环宽度B为10mm・而中速轴上大齿轮的宽度比厶-2=25+10+2=37nun,高速轴的各轴段长度：11=121lfVfl—3=50mm厶2-3=54-2=52nun9厶―=113〃曲,=33mm髙速轴的小齿轮宽度小5mm,则中间轴上的挡油环宽度B为10mm,所以人=h5=0.07x45q3mm,则d、」=51/??/??,i/5_6=45〃〃”；—=59mm/6_7=33mmL^6=31mm9总长L二37+52+8+113+37=247mm,壁线距离L二247-2(28+5)=181mm,高速轴的各h3=h4=0.07x51»4mm,则d—=59mm,J4_5=51mm；高速轴：（下图，从右到左每个轴端面分别标记1,2.3.4.5.6,7）n"7段轴径:L23L34L45IIILI1）由=28//Z/7?,则取〃卜2=28〃〃”，为了定位带轮，1-2轴右端有一轴肩,L78-=40〃"〃〃4-5=46〃〃"由h2=0.07x28«2rrvn,则妁」=28+4=32〃m,因为带轮的宽度B=(Z—l)e+2/=(8—1)x15+2x9=123〃〃”，其中Z为V带根数，查课本p!61表8-10,得e=15mmtf=9mm0则心=123-2=121mmo2）选滚动轴承:h3=0.07x323mm,=32+6=3Smm,因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。由初估d—=40〃加。查《机械设计课程设计手册》P78,表6-6o选取标准精度约为03,尺寸系列7308ACo尺寸：r/xDxB=40x90x23故取如4=〃6-7=4°〃""，而由上面知挡油环宽度lOnun,则/3_4=/6_7=23+10=33nun,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），根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端面与带轮端面见的距离/=30〃〃”,故取厶-3=o3）因壁线的距离/=181〃〃"，齿轮的宽度B二59mm,即/=59nun,及齿轮端面与箱体壁（A,>1.25）,取△严10mm,则I4-5=181-10-59-10=102wm,又/?4=0.07x40®3nun,贝［〃心=40+6=46nun。低速轴：（下图，从右到左每个轴端面分别标记1,2,3,4,5,6,7,8）£67-1r—L12123L34L45—丁L56—L78由上面分析知，低速轴最小直径处安装联轴器，现已选出LT10弹性套柱销联轴器、贝9di=63〃“”,/j_2=142-2=140/mz；h2=0.07x63a4mm,低速轴的各段轴径：=63〃〃〃厶.3=71"〃"“37=80〃〃"“4-5=92〃〃"〃5_6=104"""d~7=92mmd?-8=80〃〃〃低速轴的各段长度：1卜2=140〃〃"‘2-3=50“劝人7=39〃劝厶-5=31〃〃〃/5_6=10mwJ=108〃劝厶-8=51〃〃〃£-3=63+8=71〃劝；Z?3=0.07x705nun,J3_4=71+10=S\nun,故选滚动轴承：因轴承同时承受有径向力和轴向力且受力不大，故选用系列角接触球轴承。参考d：w=80mmo查《机械设计课程设计手册》P78,表6-6。选取标准精度约为03,尺寸系列7316AC。尺寸：£)x3=80x170x39所以£~4==80〃"";/?4=0.07x80«6nun,则J4_5=80+12=92nun,〃6_?=80+12=92mm；h5=0.07x92«6nvu,则t/5_6=92+12=104〃"”；轴向尺寸：/H2=\AQnun,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)，根据轴承端盖的装拆要求，取端盖的外端面与带轮端面见的距离/=30加加,故取!2-3=50讪，取档油环的宽度B为10mm,/3_4=39////»；/5_6=14/15=1.4x7a10/run；/6_7=54—2=110-2=108/n/n；/7-s=39+10+2=51/n/n；由壁线为181mm,则自由段/4_5=31mm0.轴上零件的周向定位半联轴器'齿轮、带轮与轴采用平键连接，即过盈配合。由课本P106表6-1查得，并考虑便于加工，取低速轴半联轴器处的键剖面尺寸bxh=\Smmx\bum,键长L二B-(5~10)=130mm；低速级齿轮处键剖面尺寸bXh=25mmXI4mm,键长L=B-(5"10)=100mm,,取中间轴大齿轮处的键剖面尺寸bxh=16inmxl0mm,大齿轮处键长L=B-(5~10)=44nun；小齿轮处的剖面键尺寸bXh=16mmX10mm键长L=B-(5'10)=105mm,取高速轴的带轮处的键剖面尺寸bxh=7mmxSmm,键长L=B-(5^10)=110mm,配合均用H7/K6。滚动轴承采用轴肩及挡油环定位。轴承圈与轴的配合采用基孔制，轴尺寸公差为K6轴圆角：2x45°•轴强度的计算及校核高速轴1)斜齿轮受力：斜齿轮分度圆直径：已知di=56mm,7]=112.8N•也,=20°,/?,=12.839°,则圆周力：你=20007；/%=4028.57"径向力：f=巴・皿久=15O3・88Ncos/7]轴向力：巧=你・tan0]=917.86N2）轴承的支反力⑴绘制轴受力简图⑵轴承支反力在确定轴承的支点位置时，从《机械设计课程设计手册》查取a值，对于7308AC型角接触球轴承，查得a=27.50因此求得作为外伸梁的轴的支承跨距为175mm,外伸长度为112.5mm,令A为带轮，B,D为轴承支点，C为齿轮作用点，则有BD=175mm,DC=41mm,则水平面上的支反力：Fnh!+FNH2-FtX=0Fnh\-BD-F.\-CD=0解得：=662.94/V,FW2=2166.69/V垂直面上的支反力：FNV}+FiW2-Frl=0FwlBD-Frl-CD-Fa^D/2=0t（其中D为齿轮分度圆直径d.=56mm）解得：FWi=361.39N,Fnv1=702.01N⑶求弯矩，绘制弯矩图（如下图）A/】=(F,x!34x41)/175=33384.6837V•〃川M2=(行］x134x41)/175=88834.213N•〃劝⑷合成弯矩：M==94894.643N•nun⑸求扭矩：T=Me=F„•(//2)=76400.N•mm⑹按弯扭合成应力校核轴的强度由下面的弯矩图及高速轴的机构得：安装轴承段剖面的合成弯矩最大，而直径较小，故轴承段剖面为危险截面。因为轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a=0.6,轴的计算应力J94894.6432+(0.6x76400)2jM2+(aT)2b=、；=24.58MP«0.1x35’前面已选轴的材料为45=钢，调质。查表得：|b_J=60MPa因为b“所以其强度足够。(7)精确校核轴的疲劳强度判断危险截面因为轴承段截面I处相对弯矩较大，而且轴肩处倒角也会增加其应力集中，所以此处截面I为危险截面。截面I右侧抗弯截面系数：VV=0.1J3=O.lx353=4287.5〃/F抗扭截面系数：WT=0.2/=0.2x35、=8575®截面I左侧的弯矩：M=94894.643N•mm截面I上的扭矩：T=76400N•加加截面上的弯曲应力：(rb=—=22.13MPaw截面上的扭转切应力：rT=J-=S.9\MPawr轴的材料为45給钢，调质处理。查表可知：6b,=640MPc,J=275MPa,j=155MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a。及y.,查课本附表3-2可知:ao=2.0,ar=1.32轴材料的敏性系数乔=0.82,务=0.85故有效应力集中系数为：&C=1+Qa^aa-1)=1.82乙=1+Qr(°7-1)=1.27查表可知：尺寸系数殆=0.73,扭转尺寸系数习=0.84轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数筠=p：=0.92轴未经表面强化处理，即0。=1综合系数：K。=乞+丄-1=2・585卩。k1Kr=丄+一一1=1.60咎A碳钢的特性系数：%=0.1—0.2,取％=0.1(pT=0.05-0.1,取卩二=0.05于是，计算安全系数：S-入一275一3.16aKq—+2.58x33.7+0.1x0»=—J—=型=12.44•g+皿i.6x吨+0.05X空22S==3.06>S=1.5故可知其安全。中间轴校核高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）…2T.2x249679.55F^>=—==1002.9Nd,298.5高速级大齿轮所受的轴向力Fn=F;1tana=1002.9xtan20°=365.ON低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）…27；2x249679.55“F/2=—==6711.8N,d474.4低速级小齿轮所受的轴向力F^=FHtan=513.43N,则:巧广心+為=2276.33"巧2=耳2=1548・75"计算当量动载荷：—=3.01>6>,故查课本p321表13-5得：X]=0.41,K=0.87Fr\—=0.68=^,故查课本p321表13-5得：X,=1,7,=0Frl~查课本p318表13-6可知：巧=1轴承1：Px=/p(X1Frl+yiF<7l)=2289.97A<轴承2：P2=/p(X2Fr2+r2Ffl2)=2277.587VCD校核寿命：因片>巴，故仅需要校核轴承1。查表可知：兀=1。P=P,=2289.97/V0则10fC^x(T)3=102032-77/?故轴承寿命足够。八、键的计算校核高速轴上的键的校核带轮处：Lx/?x/?=50xl6xl0轴径dA=28nun,亓=112・40N•加，I=L-b=34mmAT4x11?40满足强度要求。同理，经检验低速轴与中速轴上的键满足强度要求。中速轴上键的校核齿轮处的键连接压力为:2Lx1£=2x261.84x10-=6"kid4x50x40”"=120〜150MPso>v[b订，故强度足够。低速轴上键的校核(1)、联轴器处的键连接压力为:—土=2宀5环心=5374拠g]kid8x80x55=120~150MP°,显然,<[勺],故强度足够。(2)、齿轮处的键连接压力为:27x10"2x926.91x10=44・73M<<[o；,]0——"kid10x56x74=120~150MPsbpv[bj故强度足够。九、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s,故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油(GB5903——1986),牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在68——80mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂(SY1413——1980)o牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体壁之间设置挡油环。十、减速器的设计及附件窥视孔及窥视孔盖：由于受集体壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm,宽60mmo盖板尺寸选择为长120mm,宽90mm。盖板周围分布6个M6X16的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。通气器：为防止由于机体密封而引起的机体气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M22XI.50放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为H20X1.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm。定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在雀孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86A6X35。7.起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M10X22o其中螺纹长度为16mm,在端部有一个6mm长的圆柱。&箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。材料选为HT150。箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻及使用等方面要求进行设计。名称代号尺寸/mm高速级中心距120低速级中心距■199箱座壁厚d8箱盖壁厚8地脚螺栓直径20mm,M20地脚螺栓数目n4地脚螺栓通孔直径心22地脚螺栓沉头孔直径D、26箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b\12箱座底凸缘B50箱座底凸缘厚度b220轴承旁连接螺栓直径心15mm,M16箱座与箱盖连接螺栓直径d212mni,M126连接螺栓的间距1150、200轴承盖螺钉直径MIO视孔盖螺钉直径M8定位销直径d10mm轴承旁凸台半径20凸台髙度h结构确定外箱壁至轴承座端面距离52大齿轮齿顶圆与箱壁的距离10齿轮端面与箱壁的距离a210箱盖肋板厚度7箱座肋板厚度m7轴承盖外径D,—由轴承确定轴承旁连接螺栓距离ss>d21.180bi140b2125视孔盖12165直径7孔数84R5d:、&、血至外箱壁距离c,22山、d?至凸缘边缘c2206十一、参考资料1、机械设计课程设计第四版吴宗泽高等教育20122、机械设计.第九版•濮良贵，国定.高等教育，20133、机械原理•第八版.桓，作模，文杰.高等教育，2006二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书学院：机械工程学院专业：过程装备与控制工程班级：B150215学号：B15021527指导老师：述卿《机械设计课程设计》考查
评分
售楼处物业服务评分营养不良炎症评分法中国大学排行榜100强国家临床重点专科供应商现场质量稽核
表班级学号设计周数2考查项目平时表现(20%)1、出勤率：□全勤□缺勤较少□缺勤较多□全缺2、进度：□较快□正常□较慢□没有按时完成轴系装配图(40%)1、结构设计：□合理□较合理□基本合理□错误较多□原则性错误2、尺寸标注：□正确□较好□基本正确□错漏较多3、制图质量：□很好□较好□一般□很差设计说明书(30%)1、规性：□很好□较好□较差□很差2、方案及总体设计：□合理□较合理□基本合理□不合理3、传动设计：□正确□较正确□基本正确□错漏较多4、各类计算：□正确□较正确□基本正确□错漏较多答辩(10%)□思路清晰，正确□思路较清晰，较正确□思路基本清晰，基本正确□思路较混乱，错漏较多总评□优秀□良好□中等□及格□不及格指导教师：20年月日注：设计说明书计算包括：齿轮设计、轴强度校核.轴承寿命计算及键强度校核等。《机械设计课程设计》任务书题目：带式运输机传动装置设计设计任务设计带式输送机传动方案，要求传动系统中含有V带传动及二级斜齿圆柱齿轮减速器。传动系统参考方案
浙公网安备 33021202002483