华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书

华中科技大学机械设计课程设计设计计算说明书世纪大坑华中科技大学2011年12月13日华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学1/34目录一、设计任务书………………………………………………2二、传动方案的分析与拟定…………………………………………2三、电动机的选择与计算……………………………………………3四、传动比的分配……………………………………………………3五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算……………………4六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择………………5七、联轴器的选择及计算……………………………………………15八、键连接的选择及计算……………………………………………16九、轴的强度校核计算………………………………………………17十、滚动轴承寿命的校核计算………………………………………27十一、润滑和密封……………………………………………………30十二、箱体及附件的结构设计和选择………………………………31十三、设计小结………………………………………………………33十四、参考资料………………………………………………………34华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学2/34计算与说明主要结果一设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。设计数据及工作条件：F=4600N;V=0.4m/s;D=400mm；生产规模：中小批量；工作环境：多尘；载荷特性：平稳；工作期限：5年，两班制。设计注意事项：1.设计由减速器装配图1张，零件图2张（包括低速轴和低速轴上大齿轮），以及设计计算说明书一份组成;2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写;3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评分或答辩。二传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为min/11.19min/)40014.3/(4.0100060)/(100060rrDvnw为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部V带传动+内部双级圆柱齿轮传动。机构整体布置如图一：图1.传动方案简图F=4600N;V=0.4m/s;D=400mmnw=19.11r/min华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学3/34计算与说明主要结果三电动机的选择与计算1．电动机的类型选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机。2．电动机的功率工作机有效功率:Pw=Fv/1000=4600×0.4/1000kW=1.84kW设电动机到工作机之间的总效率为η，并设η1，η2，η3，η4，η5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）、滚动轴承、V带传动以及滚筒的效率。查文献4表2-2可得：η1=0.99，η2=0.97，η3=0.99，η4=0.95，η5=0.96，由此可得：总效率：η=η1η22η34η4η5=0.99×0.972×0.994×0.95×0.96=0.8160电动机所需功率：Pd=Pw/η=1.84/0.8160=2.255kW查文献4表16-1选取电动机的功率为3.0kW。3．电动机转速的选择在常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两者之间选择。前者的总传动比为75.35，后者的总传动比为50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。4．电动机型号确定由功率和转速，查文献4表16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为960r/min，查表16-2，可得：中心高H=132mm；轴外伸轴径D=38mm；轴外伸长度E=80mm.四传动比的分配计算得内外总的传动比24.5011.19/960/wmnni取V带传动的传动比i1=3则减速器的总传动比75.163/24.50/1iii因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比666.475.163.13.12ii总效率：η=0.8160电动机型号：Y132S-6华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学4/34计算与说明主要结果低速级的传动比590.3666.4/75.16/23iii五传动装置的运动及动力参数的选择和计算1.各轴的转速计算nⅠ=nm=960r/minnⅡ=nⅠ/i1=[960/3]r/min=320r/minnⅢ=nⅡ/i2=[320/4.666]r/min=68.58r/minnⅣ=nⅢ/i3=[68.58/3.590]r/min=19.10r/min2.各轴的输入功率计算PⅠ=Pd=2.255kWPⅡ=PⅠη4=2.255×0.95kW=2.142kWPⅢ=PⅡη2η3=2.142×0.97×0.99kW=2.057kWPⅣ=PⅢη2η3=2.057×0.97×0.99kW=1.975kW3.各轴的输入转矩计算T1=9550P1/n1=9550×2.255/960N·m=22.433N·mT2=9550P2/n2=9550×2.142/320N·m=63.925N·mT3=9550P3/n3=9550×2.057/68.58N·m=286.444N·mT4=9550P4/n4=9550×1.975/19.10N·m=987.5N·m将上述数据归纳总结如下表所示。表1.各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功率（kW）转矩（N·m）传动比i电动机输出轴Ⅰ9602.25522.43334.6663.590高速轴Ⅱ3202.14263.925中间轴Ⅲ68.582.057286.444低速轴Ⅳ19.101.975987.5减速器总传动比：i=16.75高速级传动比：i2=4.666低速级传动比i3=3.590华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学5/34计算与说明主要结果六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1.减速器外部传动——V带传动的设计计算（1）、确定计算功率PC两班制工作，即每天工作16h，查阅文献3表2-5得工况系数KA=1.1，故Pc=KAP=1.1×2.255kW=2.481kW（2）、选择普通V带的型号根据Pc=2.481kW、n1=960r/min，由文献3图2-7初步选用A型带。（3）、选取带轮基准直径dd1和dd2由文献3表2-6取dd1=125mm，并取ε=0.02，则mm5.367mm）02.0-1（125320960)-1(dnnd1d212d由文献3表2-6取最接近的标准系列值dd2=375mm。（4）、验算带速vsmsmndvd/28.6/10006096012514.310006011因v在5~25m/s范围内，故带速合适。（5）、确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心距a0的取值范围为mmamm10003500初选中心距a0=500mm。由此计算所需带长为mmmmaddddaLddddd25.1816]5004)125375()375125(214.35002[4)()(22202122100查阅文献3表2-4，选择基准长度Ld=2000mm。由此计算实际中心距得mmmmLLaadd592]2/)25.18162000(500[2/)(00（6）、验算小带轮包角α1带轮基准直径：dd1=125mmdd2=375mm安装中心距：a=592mm带的基准长度：Ld=2000mm华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学6/34计算与说明主要结果)合适(1208.1553.57592125375-1803.57-180121adddd（7）、确定带的根数已知dd1=125mm，i=3，v=6.28m/s，查文献3表2-1得P0=1.37kW，查文献3表2-2得ΔP0=0.09kW；因α=155.8°，查文献3表2-3得Kα=0.93；因Ld=2000mm，查文献3表2-4得KL=1.03，因此77.103.193.0)09.037.1(481.2)(][z000LccKKPPPPP取z=2根。（8）、确定初拉力F0单根普通V带的初拉力为NNqvzvKPKFc7.170]28.61.028.6293.0481.2)93.05.2(500[)5.2(500220（9）、计算压轴力FQNNzFF6.667]28.155sin7.17022[2sin210Q（10）、带轮的结构设计A、小带轮的结构设计由于dd1=125mm≤300mm,所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径da1=130.5mm≤2H=264mm，轮毂长度L1=45mm≤E=80mm，故小带轮1的结构设计合理。B、大带轮的结构设计由于dd2=375mm≥300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径da2=380.5mm，轮毂长度L2=60mm。小带轮包角：α1=155.8°带的根数：Z=2初拉力：F0=170.7N压轴力：FQ=667.6N小带轮：顶圆直径：da1=130.5mm轮毂长度：L1=45mm大带轮：顶圆直径：da2=380.5mm轮毂长度：L2=60mm华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学7/34计算与说明主要结果2．高速级传动齿轮的设计计算高速级主动轮输入功率2.142kW，转速320r/min，转矩T2=63.925N·m，齿数比u=i2=4.666，单向运转，载荷平稳，每天工作16小时，预期寿命5年，电动机驱动。（1）、选择齿轮的材料及热处理方式小齿轮:45钢,调质处理，齿面硬度230HBS;大齿轮:45钢,正火处理，齿面硬度190HBS。（2）、确定许用应力A.确定极限应力σHlim和σFlim许用接触应力σHlim1=580MPa，σHlim2=550MPa；许用弯曲应力σFlim1=220MPa，σFlim2=210MPa。B.计算应力循环次数N，确定寿命系数ZN，YN81111061.4）163005（32016060tnaN88121099.0666.41061.42iNN查文献3图3-7和图3-9得，ZN1=1，ZN2=1；YN1=1，YN2=2.C.计算许用应力安全系数：0.1limHS，4.1limFS，则：111limNHHPZ/MPaSH580min222limNHHPZ/MPaSH550min111NSTFFPYY/MPaSF28.3141222NSTFFPYY/MPaSF3002（3）、初步确定齿轮基本参数和主要尺寸A.选择齿轮类型选用较平稳、噪声小、承载能力较强的斜齿圆柱齿轮传动。B.选用8级精度C.初选参数初选参数：10，301Z，Z２＝Z１u=30×4.666≈140，021,齿宽系数9.0d。D.初步计算齿轮主要尺寸小齿轮1齿数：Z1=30大齿轮2齿数：Z2=140变位系数：021齿宽系数：9.0d华中科技大学机械设计课程设计华中科技大学8/34计算与说明主要结果由于载荷平稳，取载荷系数K=1.1,根据螺旋角查得节点区域系数46.2HZ;弹性系数MPaZE8.189;取重合度系数8.0Z;螺旋角系数为：992.010coscosZ；σHP=σHP2=550MPa，因此，有：mm177.44mm5508.1898.0992.046.2666.41666.49.0639251.1212323211HPEHdZZZZuuKTd故：mmmmZdmn450.13010cos177.44cos11取标准模数mn=1.5mm，则中心距mmmmZZman467.12910cos2）14030(5.1cos2)(21圆整后取a=130mm。调整螺旋角：''17'15111302)14030(5.1arccos2)(a