课程设计机械专业Word文档下载推荐.docx
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360
350
380
340
365
3）设计工作量
（1）设计说明书
（2）减速器装配图
（3）减速器零件图
、设计方案:
三、传动装置的总体设计
3.1电动机的选择
设计内容
计算及说明
结果
1、选择电动机的类型
按工作要求和工作条件选用丫系列三相鼠笼型异步电动机，其机构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V
2、选择电动机的容
工作机的有效功率为：
量
F二T/（D/2）=4750
pFV47500.9
FW4.275KW
厂W幵•厶/rxvv
10001000
从电机到工作机输送带间的总效率为：
42
12345
式中，12345分别为联轴
器，轴承，齿轮传动，卷筒和带的传动效率，由机械课程设计表可知
=0.776
1=0.99，2=0.98，3=0.96,
4=0.96，5=0.96
pd5.5KW
0.990.980.960.960.96=0.776
所以电动机所需的工作功率为：
PdPw4.2755.5KW
0.776
3、确定电
动机的
转速
按表推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比「=8~60，而工作机卷轴筒的转速为：
601000v6010000.9“.
nw53r/min
d320
所以电动机的可选范围为：
minw（8~602~453（847~12720/min
电动机型号
额
疋功率
/k
w
满载转速
/（r/min
）
起动转矩额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y100L1-
4
2.2
1420
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量和价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定使用同步转速为1500r/min的电动机根据电动机的类型、容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电动机的型
号为Y100L1-4，其主要性能如下表所示
3.2计算传动装置的总传动比i并分配传动比
nw
53r/min
设计
内容
1、总传动
比
nm1420
im26.79
nw53
i26.79
2、分配传
■■■■
iiii皿
动比
考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，
取iii=2,故：
i=2
iJi2J26.7923.66
i3.66
ii3.66
3.3计算传动装置各轴的运动和动力参数
结
果
1、各轴的
I轴n
710
r/min
i2
转数
n
n轴
-710193.99
i
3.66
193.
99r/min
川轴
193.99"
53
r/min
r/min
卷筒轴
nn
n卷
2、各轴的输出功率
I轴
ppd155.50.980.965.1744kw
U轴
pp235.17440.980.964.8681kw
pp234.86810.980.964.5799kw
pp214.57990.980.994.4434
kw
p=5.1744kw
p4.8681kw
p4.5799kw
p卷4.4434kw
3、各轴的输出转矩
Td9.55106Pd9.551065.5
3.7010n?
mm
故I轴
T9.55106旦9.551065.1744n710
69.5993N?
m
u轴
T9.55106p29.551064.8681
n?
193.99
239.65N?
T9.55106理9.551064.5799
n353
825.2461N?
Td37.0N?
T69.5993N?
T239.65N?
T8252461N?
T卷8006503N?
T9.55106P9.551064.4434n53
800.6503N?
四、传动件的设计
4.1减速器外传动部件V带的设计
设计内容
1、带的型
额定功率P=4.275KW
普通V带
号和根数
取ka=1.1
的确定
Pc二ka*p=4.7025kw
V带A型
根据功率pc和小带轮转速
n1=710r/min
查表得带型为普通V带A型
2、主要参
查表得dmin=75mm
d1=90mm
数的选择
取小轮基准直径d1=90mm
大轮基准直径d2=id1290
180mm
d2=180mm
带速v901420
6.7m/s
v6.7m/s
中速v
60100060000
初步确定中心距ao,即
0.7（d1+d2）wao>
2（d1+d2）
189<
ao>
540
取ao=300
基准长度
1oon円d1d2
L0=934mm
934mm
Ld=1000mm
L02a0cd1d2.
24a。
查表得Ld=1000m
实际中心距a
aa0_d0333mm
2
a=333mm
考虑到传动的安装、调整和V带张紧的需要，
中心距的变动范围为：
221mm~257mm
小包角,180d2di57.31680
a
i>
120°
即满足条件
V带根数
查表得Ka=0.98ki=1.06
p0=0.3kw△p=0.03kw
PcPc4.7025
z——
p0popkk,0.30.030.981.06
13.7114
查表8-3得Y带的单位长度质量
q=0.023kg/m,所以：
初拉力
l500Pc2.52十““
Fo1qv55.82N
ZVK
作用在带轮轴上的压力Fq
Fq2zF0sin—674.6N
q2
1=1680
Z=6
F。
=55.82N
Fq=674.6N
4.2减速器内传动部件的设计
4.2齿轮设计
1、选择材料、热处理方法及公差等级
（1）选用直齿齿轮
（2）大小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为45
钢（调质），硬度为250HBS
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。
（3）选用的精度等级为8级
45钢
小齿轮调质处理
大齿轮调质处理
8级精度
2、计算传
动的主
要尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：
d3：
2kTiu1ZhZe2
di3
\duH
1）选择材料及确定许用应力小齿轮
45钢，硬度为250HBS,Hiim600Mpa，
FE450Mpa
大齿轮
45钢，硬度为220HBS,Hiim600Mpa，
取Sf=1.25Sh=1.1
Zh=2.5Ze=189.8
fe450,“
F1F1360Mpa
Sf1.25
Hlim600i-Ai-lhn
h1h1545.5Mpa
Sh1.1
2）按齿面接触强度设计齿轮按8级精度
取载荷系数K=1.5，齿宽系数b0.8
小齿轮传递转矩T12.358104Nmm
.」2ktu1ZhZe2「c
d13=44.2mm
齿数取Z1=20,则Z2=4.06*20=81
故实际传动比i=81/20=4.05
模数
d144.2c»
m2.21mm
Z120
齿宽
bdd10.844.2135.36mm
取b2=45mmb1=40mm
按表4-1取m=2.5,实际的
d1zm
20
2.550mm
d2zm
81
2.5202.5
中心距
d1d2
50202.5
4ORmm
3）验算齿轮弯曲强度：
T9.0110Nmm
T34.47104Nmm
查图得齿形系数
YFa1=2.36YFa2=2.28
Ysa1=1.68Ysa2=1.77
2KT；
YFa1Ysa121.59.011042.361.68
F122
Z仁20
Z2=81
bm2z1452.5250
762Mpa36CMpa
2K「YFa2Ysa221.534.471042.281.77
82.38Mpa360Mpa
故是安全的
4）齿轮的圆周速度
d1n1
601000
50710
6104
1.875m/s
对照11-2可知选用8级精度是合适的
b2=45mm
b1=40mm
m=2.5
d150mm
d2=202.5mm
126.25m
v1.875m/s
五、轴及轴上零件的设计计算
5.1高速轴的设计与计算
1、已知条件
高速轴传递的功率pi=1.753kw，转速ni=710r/min,小齿轮分度圆直径
di=50mm，齿轮宽度bi=45mm
2、选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理
45钢，调制处理
3、初算轴径才
由教材表14-2查得C=118~107,考虑到轴端既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110,则:
dminC3叵110J173514.8mm
山\710
轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：
d1>
14.8mm+14.8*0.05mm=15.5mm
dmin=15.5mm
轴的结构如图所示
1）带轮及轴段I的设计:
电动机小轮的轴径为28mm,故大轮应不小于28mm
取d=28mm
V带与轴配合长度L=70mm为了保证轴承挡圈只压在V带轮上不压在轴的端面上，故轴段I的长度略短取Li=68
di=28mm
Li=68mm
2）轴段II的设计：
II段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=7.2mm（由减速器及轴的结构设计而定）。
根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与II段右端的距离为20mm。
故取Lii=34，因其右端面需制出一轴肩故取dii=32mm。
3）轴承与轴段III和轴段VI的设计：
考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周
向力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。
轴段III安装轴承，其直径应即便于轴承安装，又符合轴承内径系列，现暂取轴承为30207，由此查表得d=35mm,外径D=72mm，宽度B=17mm,T=18.25mm,故dm=30mmLiii=17+17=34mm。
通常一根轴上的两个轴承取相同型号，
则dvi=30mm.
5）齿轮及轴段IV的设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，
dv应略小于diV，可初定dv=40mm齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lv=43mm.
4）轴段IV的设计：
齿轮左端采用轴间定位，定位轴间的高
度：
h=（0.06~0.1）dV=1.96~3.2=3mm
dii=32mm
Lii=34mm
dm=35mm
L111=34mm
diV=40mm
Liv=43mm
轴间直径div=44mm,Liv=A1=10mm
6）轴段VI的设计：
dvi=30mm,L=17mm
dv=44mm
Lv=10mm
dvi=35mm
Lvi=17mm
5、键连接
轴上零件的周向定位：
小齿轮做成齿轮轴的形式
带轮与轴之间的定位均采用A型平键连接。
查表得：
V带选用的键尺寸为b*h*l=6*6*64
A型平键连接
V带b*h*l=6*6*64
6倒角
如图所示，轴的两端倒角C1.5，其余图示。
两端倒角C1.5
其余图示
7、轴的受力分析
画轴的受力分析图，轴的受力分析分析图如图所示：
已知：
作用在齿轮上的
圆周力
径向力
Fa1003.7N
齿轮的分度圆直径d=50mm作用在轴左端
的外力F=744.2N
1）求垂直面的支撑反力：
F2VFrF1V343.3111.3454.6N
F2V454.6N
2）水平面的支撑反力：
F1HF2H[471.6N
3）F在支撑点产生的反力：
Fif
F2F
FK744.2110.5
L
FFif
88.7
744.2927.1
927.1N
1671.3N
外力F作用方向与带传动的布置有关，在具体位置尚未确定前，可按最不利的情况考虑，见（7）的计算
4）绘垂直面的弯矩图：
MavF2V-454.644.3520.1NM
M'
avF1VL111.344.354.9N.M
5）绘水平面的弯矩图：
MahF1H-23644.3510.5N.M
6）F产生的弯矩图：
M2FFK744.2110.582.2N.M
a-a截面F力产生的弯矩为：
MafF1FL927.144.3541.1N.M
7）求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把MAF与
.mAvMAh直接相加
Ma=.mAvMAh+Maf=.20.1220.92
+41.仁70.1N.m
F1hF2h471.6N
F1f927.1N
F2f1671.3N
Mav20.1NM
Mav4.9N.M
Mah10.5N.M
M2f82.2N.M
Maf41.1N.M
M'
a=.M'
AvmAh+Maf=4.9220.92
+41.仁62.57N.m
8）求轴传递的转矩：
T2.358104N.mm
9）求危险截面的当量转矩
如图所示，a-a截面最危险，其当量转矩为：
：
'
22
MeMaT
如认为轴的扭切应力是脉动循环应变力，取折合系数a=0.6，带入上式可得：
MA=70.1N.m
A=62.57N.m
T23.58N.m
MeV'
M2T2、:
70.120.623.582
71.51N.m
10）计算危险截面处轴的直径轴的材料选用45钢，调质处理，由表
14-1查得SB=650Mp,由表14-3查得[S
-ib]=60Mpa,则:
」「Me3|'
71.51103
d31e3i22.8mm
Y0.11bX0.160
考虑到键槽对轴的消弱，将d值加大5%,
故：
d=22.8*1.05=24mm<
32mm
满足条件
8、强度的校核
因a-a处剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故a-a左侧为危险截面其弯曲截面系数为：
Wd3btdt2503665062
322d32250
1.25104mm3
抗扭截面系数为：
”d3btdt2503665062
Wr
162d16250
2.5104mm3
弯曲应力为：
3
Mb70.110
b45.608Mpa
W1.25104
扭切应力为：
T12.358104
b40.94Mpa
W2.510
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6则当量应力为：
if
i122f22
eVb4V5.60840.60.94
5.721Mpa
由表查得45钢调质处理抗拉强度极限
b=640Mpa，则由表查得轴的许用弯曲应力[S-ib]=60Mpa,e<
[S-ib],强度满足要求。
9、键连接
V带处键连接的挤压应力为：
强度的校
4T42.35810
核
p6.14Mpa
pdhl40664
取轴、键的材料都是钢，查表得[Sp]=
60~90Mpa,
p<
[Sp],强度安全
10校核轴
（1）计算轴承的轴向力
的寿命
由表查得：
轴承30207的额定载荷C=54.2*103NG「=63.5*103N,e=0.37,Y=1.6
则轴承1、2内部轴向力分别为：
F1927.1
Fd1—290N
2Y3.2
甩1671.3522.3N
外部轴向力：
Fae=502.3
Fae+Fd2=502.3+522.3=1024.6>
Fd1
即：
Fa仁Fae+Fd2=1024.6N
Fa2=Fd2=522.3N
（2）计算当量动载荷P
Fa11024.611e
Fr1927.1
即
PxFryFa0.4103.41.6314543.76
（3）校核轴承寿命
查表得：
fT=1.0fp=1.1
N
10
663-q
10fTC101.054.2103
Lh
60nfpp607101.1543.76
6
7.810
Lh10365186.57104h
满足使用
Lh〉—即满足使用寿命要求
寿命要求
5.2中轴的设计与计算
中间齿轮的功率为1.649kw，转速n2=174.88r/min,大齿轮的分度圆直径d仁202.5mm,大齿轮的分度圆直径d2=50mm
2、选择轴的材料
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理
材料45钢调质处理
3、初选轴径
由教材表14-2查得C=118~107,考虑到轴端
既承受转矩又承受弯矩故取中间值C=110,
则：
irpT11.649
dmin°
认110舊74.88225mm
轴和联轴器之间有一个键槽，轴径轴径应该增大5%，轴端最细处的直径：
22.5*1.05mm=23.6mm
dmin23.6mm
（1）轴段|和轴段V的设计:
考虑到齿轮有轴向力存在，且有较大的周向力和，故选用圆锥滚子轴承，轴段I和轴段VI安装轴承，其直径应便于安装，有复合轴承内径系列，现暂取轴承30206查表得：
d=30mm,夕卜径D=62mm,宽度B=16mm,T=17.25mm
故取di=dv=30mmL=32mmLv=32mm
（2）大齿轮及轴段II的设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于du，可初定du=40mm齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=40,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Lii=38mm.
（3）轴段III的设计：
考虑到高低速轴的配合及大小齿轮的定位取dm=46mmL=32+17+6=55mm（4）小齿轮及轴段IV设计：
该轴上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，dv应略小于dIv，可初定dIv=40mm齿轮的分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度b1=45,为了保证套筒能顶到齿轮的右端面，该处轴径的长度应比齿轮宽度略短，取Liv=43mm.
齿轮，带轮与轴之间的定位均采用A型平
键连接。
大齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*38小齿均选用的键尺寸为b*h*l=10*8*43
d=dv=30mmLi
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