《机械设计说明书》doc版

机械设计说明书doc版机械设计说明书 doc版 计算过程及其说明 结果 一、 设计任务书1.总体布置简图 如右图所示2.工作 条件：使用年限为15年，（每年工作300天），两班制，带 式运输机工作平稳，转向不变。3.原始数据 运输带曳引力F（N）:1900运输带速度V （m/s）:1.6滚筒直径D （mm）:350 4.设计内容 （1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核 （5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制 （8）编写设计计算说明书5.设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份 6.设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写=72000h F=1900N V=1.6m/s D=350mm 二、传动方案的拟定 由设计 任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。分流式二级圆柱齿轮传动三、 电动机的选择 1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机Y系列2、选择电动机容量：（1）工作机所需功率=FV/1000=1900 X1.6/1000 =3.04 kw=3.04kw =60 x 1000V/ 兀 D =87.4 r/min =87.4r/min （弗动机输 由功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输由功率为 =/ n试中刀为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 其中，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取=0.99, =0.96 , =0.98 = =0.85 n =0.85电动机的输由功率为=/刀=3.04/0.85 =3.58 kw =3.58 kw （3）确定电动机的额定功率选定电动机的额定功率 =4 kw =4 kw 3、 选择电动机的转速 =87.4 r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，=36则总传动比可取 =9 , =36则电动机转速的可选范围为 =9=9X87.4=786.6 r/min =36=36 87=3146 r/min 可见同步转 速为 1000r/min , 1500r/min , 3000r/min 的电动机都符合， 这里初选同步转速为 1000r/min , 1500r/min , 3000r/min的 三种电动机进行比较，如下表：=786.6r/min =3146r/min 表1电动机方案比较表（指导书 表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传种装置总传动比同步 满载1 Y132M1-6 4 1000 960 73 10.98 2 Y112M-4 4 1500 1440 4316.48 3 Y112M-2 4 3000 2890 45 33.07 由表中数据可知，方 案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1,选定电动机型号为 Y132M-6电动机型号 Y132M-6 4、电动机的技术参数和外型、 安装尺寸 表2电动机参数（指 导书表 20-2）型号 H A B C D E F GD G Y132M-6 132 216178 89 38 80 10 8 33 K AB AD AC HD AA BB HA L 12 280210 135 315 60 238 18 515 四、计算传动装置总传动比和分 配各级传动比（1）传动装置总传动比 =960/87.4 =10.98 （2）分配各级传动比 取高速级的圆柱齿轮传动比 =3.52 ,则低速级的圆柱齿轮的传动比为=/ =10.98/3.52=3.12由指导书 表2-1及表2-2知，传动比合理 =10.98 =3.52 =3.12五、 计算 传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴I ,减速器高速级轴为轴n,中速轴为轴田，低速级轴为轴w,带轮轴为轴 V,则 =960 r/min 960/3.52 r/min=272.73 r/min 272.73/3.12 r/min =87.4 r/min =960 r/min =272.73r/min 87.4r/min =87.4r/min 2.按电动机额定功率计算各轴输入功率=4 kw =4 X0.99 kw=3.96 kw =3.96 0.96 0.98 kw =3.73 kw=3.73 .96 0.98 kw =3.51 kw =3.510.98 处.99 kw =3.40 kw=4 kw =3.96 kw =3.73 kw =3.51 kw =3.40 kw 3.各轴转矩=9550 4/960=39.79=9550 M.96/960=39.39=9550 M.73/272.73=130.61=9550 M.51/87.4=383.53=9550.40/87.4 =371.51 =39.79 =39.39 =130.61 =383.53 =371.51将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目 电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带 轮轴 V 转速（r/min） 960 960 272.73 87.4 87.4 功率（kw） 4 3.96 3.73 3.51 3.40 转矩（）39.79 39.39 130.61 383.53 371.51传动比1 3.52 3.12 1效率 0.99 0.94 0.94 0.97六、齿轮传动 设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a .按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b .带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） c .材料选择。查图表（P表10-1）,选择小齿轮材料为 40Cr （调质），硬 度为275 HBS ,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236 HBS , 二者的硬度差为 39 HBSod .初选小齿轮齿数 =25,则大齿轮齿数 =3.52 15=88 =3.52 e .初选螺旋角B = f选取齿宽系数：=1.2 7级精度（GB10095-88） 小齿轮：40Cr （调质）275 HBS大齿轮：45 专冈（调质）236 HBS =25 =88 =3.52 B = 2）按齿面接触强度设计按下式试算1）确定公式内的各计算数值a .试选=1.6 b.分流式小齿轮传递的转矩 =/2 =19.70c.查图表（P图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d.查图表(P图10-26)得=0,768 , =0.87 =0.768+0.87=1.638 e.许用接触应力=600MPa , =530MPa 则=(+ ) /2 = (600+530) /2=565 MPa f.由式 N=60nj 计算应力循环次数=60X960M X72000=4.15 X =4.15 y3.52=1.178 X=1.2 =1.6=19.70 =2,433 =189,8 =0.768 =0,87 =1,638 =600MPa=530MPa =565 MPa =4,15 =1,178 2) 计算 a.按式计算小齿轮分 度圆直径 mm =30.19 mm b,计算圆周速度 =3.14 超0.19 960/ (60X1000) m/s =1.52 m/s c,计算齿宽 b 及 模数 b=1,2 X30.19 mm=36.23 mm =cos0/=1.17 mm h =2.25=2,25 仅17 mm=2.64 mm b/h=36.23/2.64=13.74 d, 计算 纵向重合度 =0.318tan B=0.318 x 1,2 x 25X tan=2.378 计算载 荷系数K使用系数=1 ,根据V=1.52 m/s , 7级精度查图表(P 图10-8)得动载系数=1,08查图表(P表10-3)得齿间载荷 分布系数=1.4由公式 得=1.387查图表(P图 10-13)得=1,352由式得载荷系数=1X1,13 1.4 ,387=2.194 f,按实际载荷系数校正所得分度 圆直径 由式 得 mm=33.54 mm g.计算模数 =cos B/=33.54 x cos/25 mr=1.3 mm =30.19 mm =1.52 m/s b=36.23 mm =1.17 mm h =2.64 mm b/h=13.74 =2.378 =1=1.08 =1.4 =1.4 =1.387 =1.352 =2.194 =33.54 mm =1.3 mm(3)按齿根弯曲疲劳强度设计按式计算1)确定计算系数a.计算载荷系数由式得=1X1.13 1.4 .352=2.14 b.根据纵向重合度 =2.378查图表 （P图10-28）得螺旋角影响系数 =0.87 c.计算当量齿数=27.37 =96.33 d.查取齿形系数 查图表（P表10-5） =2.563 , =2.187 e.查取应力校正系数查图表（P表10-5） =1.604 ,=1.786 f.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,弯曲疲劳寿命系数 =0.85 , =0.88 o查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ,大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ,由式 得=0.85 为00/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88 80/1.4 MPa=238.86 MPa g.计算大小齿轮的并加以比较 =2.563 X.604/303.57=0.01354 =2.187 .786/238.86=0.01635 大齿轮的数值大=2.14 =0.87 =27.37 =96.33 =2.563 =2.187=1.604 =1.786 S=1.4 =0.85 =0.88 =500 MPa =380 MPa =303.57 MPa =238.86 MPa =0.01354 =0.01635 2 ） 设计计算 mm =0.97 mm由以上计算结果，取=2 ,按接触疲劳强度得 的分度圆直径=33.54 mm 计算应有的齿数 =33.54 Kos/2=16.27 取=28 ,贝U=3.52 18=98 =2 mm =28 =98 （4）几何尺寸计算 1）计算中心距 mm =129.86 mm 将中 心距圆整为130 mm 2）按圆整的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数 ，等不必修正3）计算大小齿轮的分度圆直径 =28X2/cos =57.78 mm =98 刈 cos =202.22 mm 4 ）计算齿轮宽度 =1.2 57.78mm=69.34mm圆整后取=75mm =70mm =130 mm =57.78 mm =202.22mm =75mm =70mm 5 ） 结构设计由ev2,小齿轮做成齿轮轴 由160mm40Cr （调 质），硬度为275HBS大齿轮：45钢（调质），硬度为236HBS d.初选小齿轮齿数=25 , =25.12=78 e.选取齿宽系数=1.2 （2）按齿面接触强度设 计按下式试算7级精度 （GB10095-85）小齿轮：40Cr （调质）275HBs大齿轮：45钢（调质）236HBS =25 =78 =1.2 1 ） 确定公式内各计算 数值 a.试选=1.3 b.确定小齿轮传递的转矩=130.61 =1.3061 M.查图表（P表10-6）选取弹性影响系数 =189.8 d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa , =530MPa e.由式确定应力循环次数 =60X272.73 1X72000=1.178 =1.178 /3.12=3.776 仅 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数 =0.90 , =0.95 g.计算 接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1,由式 得 =0.9 600MPa=540MPa =0.95 530MPa=503.4MPa 2 ）计 算a.由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=503.4MPa 得 =mm =69.22 mm b.计算圆 周速度 =3.14 172.73 69.22/60000m/s=0.99 m/s c. 计 算齿宽 =1.2 ）69.22 mm=83.06 mm d.计算模数、齿宽高比 模数=/=69.22/25 mm=2.77 mm 齿高=2.25=2.25 2.77 mm=6.23 mm 贝U/=83.06/6.23=13.33 e.计算载荷系数 根据=0.99 m/s , 7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.06 ,直齿轮 =1 ,由=1.2 和=83.06 mm ,根据式得 =1.398 由/=13.33 和=1.398查图表（P图10-13）得=1.352故根据式得=1.482 f.按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=72.31 mm g.计算模数 =72.31/25 mm=2.89 mm =1.3 =1.3061 x=189.8 =600MPa =530MPa =1.178 x=3.776 X =0.90 =0.95 S=1 =540MPa =503.4MPa 69.22 mm =0.99 m/s 83.06 mm =2.77 mm =6.23 mm /=13.33 =1.06 =1 =1 =1.398 =1.352 =1.482 =72.31 mm =2.89 mm（3） 按齿根弯曲强度设计 计算公式为 1）确定公式内各计算数值a.查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极 限=500MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b.查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数 =0.85 ,=0.88 c.计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4,由式得=0.85 为00/1.4MPa=303.57MPa=0.88 80/1.4MPa=236.86MPa d.计算载荷系数。由式得=1 X1.06 XX1.352=1.433 e.查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.62 =2.224 f.查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得=1.59 , =1.758 g.计算大、小齿轮的，并力口 以比较 =2.62M.59/303.57 =0.01372 =2.224 X758/238.86=0.01637 大齿轮的数值大 =500MPa =380MPa =0.85 =0.88 =1.4 =303.57MPa =236.86MPa =1.433 =2.62 =2.224 =1.59 =1.758 =0.01372 =0.01637 2 ) 设计计算 mm=2.01mm 由以上计算结果，取模数 =3mm。按分度圆直径=72.31mm计算应有的齿数得 =72.31/3=24.1 取=25 ,贝U =3.12 25=78 =3 mm =25 =78(4) 几何尺寸计算 1) 计算中心距 =3X (25+78)/2 mm=154.5mm 2 ) 计算 分度圆直径 mm=75 mm mm=234mm 3)计算齿轮宽度=1.2 阳5 mm=90 mm 取=95 mm , =90 mm =154.5 mm =75 mm =234 mm =95 mm =90 mm(5)结构设计 小齿轮(齿轮3)采用实心结构 大齿轮(齿轮4)采用腹板式结构 七、轴 的设计(一)高速级轴(轴II)的设计 已知=3.96 kw ,=960r/min , =39.39 =19.70 1.求作用在齿轮上的力=2 X19.70 Cos/57.78N =660.92N N=248.19 N N=167.85 N 圆周力 ，径向力及轴 向力的方向如图所示2.初步确定轴的最小直径。先按式初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr,调质处理。查图表(P表15-3),取=105,得 mm=16.84 mm 输入轴 的最小直径是安装联轴器处的直径。(11)查选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 图表(P 表 14-1),取=1.3，贝U=1.3 M9.39 =51.21 根据=51.21 及电动机轴径 D=38 mm,查标准 GB4323-84 ,选用TL6型 弹性套柱销联轴器。确定轴最小直径=35 mm 3 .轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=660.92 N =248.19N =167.85 N 16.84 mm =51.21 =35 mm (2) 根据轴向定位 的要求确定轴的各段直径和长度1)联轴器采用轴肩定位，I-II 段=35 mm ,由式 h= (0.07-0.1) d ,取=38mm ,轴端 用轴端挡圈固定，查图表(指导书表13-19),取挡圈直径=45mm , =80mm 2) 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故 选用深沟球轴承。根据=38mm,查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的 深沟球轴承 6008,其尺寸为 dXDX B=40mM 68m诉15mm , 故=40mm 3) 取=44mm, =80mm 4) 由指导书表 4-1知箱 体内壁到轴承座孔端面的距离mm ,取=60mm,采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm,到联轴器的距离为15.8mm,则=56mm 5) 取小齿轮距箱体内壁的距离为 =12mm,大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm,滚动轴承端面距箱体内壁 =12mm 则=15+12+12-5=34mm =34 mm =110mm =45mm =35 mm =80mm =38mm =56mm =40mm =34 mm =80mm =44mm =110mm =80mm =40mm =34mm =12mm c=10mm =12mm =60mm（3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用普通C型平键连接，按=35 =mm,=80mm 查图表（P 表 6-1）选用键=10mnm 8mmmm=26.31mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为 =30mm轴III 材料：45钢调质处理 =30mm 3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度1）根据二30mm取=30mm,轴承与齿轮 2,之间采用套筒定位， 取二32mm,齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取 二34mm , 齿轮3采用轴肩定位，取 h=3mm ,则=40mm ,由于轴环 宽度 b1.4h轴II的设计，取 =c=10mm 因为=95 mm , =70mm 取=92 mm , 则=70+10+3-3mm=80mm =70-2mm=68mm 2 ）初步选择滚动轴承由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支 承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取 0组游隙，0 级公差的 N 系列轴承 N206 ,其尺寸为 dXDXB=30mn 62mm 16mm。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用 圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88 （指导书表13-17）选用M27X 1.5规格的圆螺母及相应的垫片， 圆螺母厚度m=10mm , 垫片厚度 s=1mm,则取 =16mm ,由=12mm , =12mm 取 =14.5mm, =11mm ,贝U =14.5+11+16+3-2mm=42.5mm 选用 嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接 按 =34mm , =92 mm =32mm , =70mm =32mm , =68mm 查 图表（P表6-1）取各键的尺寸为III-IV段：bXhXL=10mm 8mm 80mm II-III 段及 V-VI 段：bxh XL=l0mmK 8mm 56mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配 合来保证，选公差为m6 4）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P表15-2）,取轴端倒角为1.0%各轴肩处的圆角半径为 R1 =M27 16mm =30mm =42.5mm =32mm =80mm =34mm =92 mm =40mm 10mm =32mm =68mm =30mm 42.5mm =M27 =16mm =14.5mm =11mm III-IV 段：键 10mm 8mm 80mm II-III 段 及 V-VI 段 键 10mm 8mmmm=38.35mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型 号。根据式（11）,查图表（P表14-1）,取=1.3 ,则 =1.3 超83.53=498.59 根据=498.59,查标准 GB5014-85 （指导 书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL3型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=42mm,其轴孔长度L=112mm,则轴的最 小直径=42mm 3 .轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案=3482.93N =1267.68N轴IV联轴器：HL3型弹性柱销联轴器 D=42mm L=112mm =42mm(2)根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)取=42mm ,为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由 h二 (0.07-0.1) d,取=48mm,联轴器用轴端挡圈紧固，查图表 (指导书表 13-19),取=55mm, =110mm 2)初步选择滚动 轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用。组游隙，。级公差的深沟球轴承 6210,其尺寸为dXDXB=50mM 90mme 20mm 故 =50mm 3)轴承采用套筒定位，取 =58mm , =36mm 4 )根据 轴颈查图表(P表15-2,指导书表 13-21)取安装齿轮处轴 段二62mm,齿轮采用轴肩定位，根据h= (0.07-0.1) d=4.34mm-6.4mm ,取 h=5mm ,则=74mm ,轴环宽度 b 1.4h=1.4 x 5mm=7mm 10mm 5)查图表(指导书表 13-21),已知=90 mm。取=57.8mm , =2.3mm (S=2mm) =89.7mm , =8mm 6) 根据轴II ,轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离 =10mm, 则=+c+2.5-( n+S )-16=(10+14.5+70+10+2.5-8-2-16 ) mm =81mm =+c+2.5-16 = (10+14.5+70+10+2.5-10-16 ) mm=81mm 7)根据箱体内壁 至轴承座孔端面的距离 =60mm ,及=10mm, B=20mm ,根据指导书表9-9,取轴承盖的总宽度为39.6mm,轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm 则=60mm =50mm =36mm =58mm =81mm =62mm =8mm =62mm =89.7mm =74mm 10mm =58mm =81mm =50mm =36mm =48mm =60mm =42mm =110mm =10mm =20.4mm 轴用弹性挡圈：挡圈GB894.1-86-62 滚动轴承：6210轴端挡圈：挡圈GB892-86 55 (3)轴上零件的周向定位 齿轮，半联 轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据 =62mm , =89.7mm =42mm , =110mm 查图表(P 表 6-1)得 IV -IV 段：bxh XL=18mnm 11mm 80mm VIII-IX 段：bxh XL=12mnm 8mm 100mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6 IV -IV段：键 18X80GB1096-79 VIII-IX 段：键C12X100GB1096-79 滚动轴承与轴的配合：m6轴端倒角：1.6 X (4)确定轴上圆角和倒角尺寸查图表(P表15-12),取轴端倒角尺寸为1.6 X轴上圆角=1.0mm, =1.6mm 轴上圆角：=1.0mm =1.6mm 4 .求轴上的载荷 轴的计算简图如下图所 示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6210, a=10mm,从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看由Ft作用处是危险截面，L=162mm ,将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面 V 支反力 F =633.84N =1741.465N 弯矩 =102682 =282117.33 总弯矩 M =300222.89 扭矩 T T=407502.81 5.按 弯扭合成应力校核轴的强度根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a =0.6 轴的计算应力 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa 前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查图表（P表15-1） 得二60MPa,因此v,故轴安全。