机械设计课程设计说明书-电动机驱动传动装置设计毕业论文.docx

机械设计课程设计
计算说明书

机械工程学院
组号: 第三组

目录
一、设计任务书 3
二、传动方案的分析和拟定 3
2.1转速分析 3
2.2传动方案确定 3
三、电动机的选择计算 4
四、传动装置运动与动力参数的选择和计算 5
五、V带传动的设计计算 5
5.1参数计算 6
5.2带轮结构 8
六、齿轮的设计计算 9
6.1高速级齿轮设计计算 9
6.2低速级齿轮设计计算 15
6.3齿轮传动参数总结 21
6.4齿轮受力分析 22
6.5、齿轮的结构设计 22
七、轴的设计计算 24
7.1轴Ⅰ的设计计算 24
7.2轴Ⅱ的设计计算 27
7.3轴Ⅲ的设计计算 30
八、轴承的选择和计算 33
8.1轴Ⅰ上的轴承(7206AC) 33
8.2轴Ⅱ上的轴承(7207AC) 35
8.3轴Ⅲ上的轴承(7210AC) 36
九、联轴器的选择 38
十、键连接的选择和验算 38
十一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择 39
[参考文献] 40

一、设计任务书
铸工车间一造型用砂型运输带，系由电动机驱动传动装置带动，该减速传动装置由一个两级齿轮减速器和其他传动件组成，运输带每日两班制工作，工作期限7年。设计此传动装置
运输带主动鼓轮轴输入端转
主动鼓轮直径
运输带速度
800
300
0.55

二、传动方案的分析和拟定
2.1转速分析
1、工作机的输入转速

2、电动机同步转速
电动机转速越高，技术越少，传动尺寸和重量越小，价格也越低；但是过高的转速会造成传动比过大。因此选取电动机同步转速为。
2.2传动方案确定
1、初估总传动比

2、确定传动方案
一般二级齿轮减速箱总传动比为10左右，带传动传动比建议取1.5-2，链传动传动比建议取1.5-2.5，因此必须同时采用带传动和链传动。再考虑到V带传动的承载能力比较强，最终，传动方案确定为：V带传动、二级齿轮减速器、链传动。
传动方案简图如下：

三、电动机的选择计算
1、工作机输入功率

2、总效率

3、电动机所需输出功率

4、电动机型号选取
由指导书表2-3查得，型号为Y112M-4的电动机额定功率为4，刚好满足要求。其满载转速为。
5、分配传动比
总传动比：

传动比分配：

四、传动装置运动与动力参数的选择和计算
1、各轴的输入功率

2、各轴转速

3、各轴输入转矩

以上结果列表如下：

Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
输入功率/
3.449
3.312
3.181
转速/
840.140
210.035
70.012
输入转矩/

五、V带传动的设计计算
5.1参数计算
1、求计算功率
Ⅰ类电动机，每天工作16h，载荷变动较小，由课本表11.5得：。

2、选择带型号
查课本图11.15，由，，初取A型V带。
3、大小带轮基准直径
由课本表11.6得，A型带最小直径为75mm，在标准系列中，初取
取，则：

圆整为212mm。
4、验证带速
实际传动比：

实际大带轮转速：

带速：

带速在5-25m/s的范围内，符合要求。
5、计算中心距和带基准长度
初取中心距：
，即：
。取。

带长：

查课本图11.4，取。
中心距：

6计算包角

7、计算带根数
查课本表11.10，取为0.15kw
包角系数：由课本表11.7查得
长度系数：由课本表11.12查得
单根V带所能传递的功率：由课本表11.8查得
根数：
，取。
8、计算张紧力
查课本表11.4，

作用在轴上的载荷：

5.2带轮结构
轮缘尺寸，由课本表11.4得：

带宽度：

大带轮结构：

小带轮结构：

六、齿轮的设计计算
二级齿轮减速箱中间轴上的两个齿轮所受的轴向力应相对，因此齿轮箱结构、各齿轮旋向如下图所示：

6.1高速级齿轮设计计算
1、选择材料及热处理
齿轮

材料
热处理
硬度
质量等级

小齿轮
40Cr
调质处理
280HB
中等

大齿轮
45钢
调质处理
240HB
中等

2、接触疲劳强度计算
（1）初步计算
齿宽系数：

齿数比：

接触疲劳极限：
由课本图12.11查得

初步估算许用疲劳极限：

由课本表12.16查得，取为85。
初步计算分度圆直径：

初取。
（2）通过圆整中心距确定各传动尺寸
圆周速度：

齿轮精度等级:
由课本表12.6选取齿轮精度等级为8级。
初取齿数，为了实现齿数互质，取，
新传动比：

端面模数：

法向模数：
取
中心距：

圆整后取为140mm。
重新计算法向模数

螺旋角：

齿轮直径及齿宽：

其中，齿宽圆整为42mm。
（3）校核计算
使用系数：
由表12.9查得
动载系数：
由图12.9查得
圆周力：

端面重合度：

纵向重合度：

总重合度：

端面压力角:

基圆螺旋角：

齿间载荷分配系数

齿向载荷分布系数：

载荷系数：

弹性系数：
由课本表12.12查得，
节点区域系数：
由课本图12.16查得，
重合度系数：
，当时，取，即：

螺旋角系数：

接触最小安全系数：
由课本表12.14查得，
总工作时间：
假定每年工作300天，由任务书条件得：

应力循环次数：

接触寿命系数：
由课本图12.18查得，
许用接触应力：

校核：

接触疲劳强度小于许用值，符合要求。
3、校核弯曲疲劳强度
当量齿数：

齿形系数：
由课本图12.21查得，
应力修正系数：
由课本图12.22查得，
重合度系数：

螺旋角系数：
，当时，取，即：

齿间载荷分配系数：
上文中已求得
齿向载荷分布系数：
，
由课本图12.14查得，
载荷系数：

弯曲疲劳极限：
由课本图12.23查得，
弯曲最小安全系数：
由课本表12.14查得，
弯曲寿命系数：
由课本图12.24查得，
尺寸系数：

许用弯曲应力：

校核:

弯曲疲劳强度小于许用值，符合要求
因此该尺寸设计合理。
6.2低速级齿轮设计计算
1、选择材料及热处理
齿轮
材料
热处理
硬度
质量等级

小齿轮
40Cr
调质处理
280HB
中等

大齿轮
45钢
调质处理
240HB
中等

2、接触疲劳强度计算
（1）初步计算
齿宽系数：

齿数比：

接触疲劳极限：
由课本图12.11查得

初步估算许用疲劳极限：

由课本表12.16查得，取为85
初步计算分度圆直径

初取。
（2）通过圆整中心距确定各传动尺寸
圆周速度：

齿轮精度等级:
由课本表12.6选取齿轮精度等级为8级。
初取齿数，为了实现齿数互质，取，
新传动比：

端面模数：

法向模数：
取
中心距：

圆整后取为169mm。
重新计算法向模数

螺旋角：

齿轮直径及齿宽：

其中，齿宽圆整为68mm。
（3）校核计算
使用系数：
由表12.9查得
动载系数：
由图12.9查得
圆周力：

端面重合度：

纵向重合度：

总重合度：

端面压力角:

基圆螺旋角：

齿间载荷分配系数

齿向载荷分布系数：

载荷系数：

弹性系数：
由课本表12.12查得，
节点区域系数：
由课本图12.16查得，
重合度系数：
，当时，取，即：

螺旋角系数：

接触最小安全系数：
由课本表12.14查得，
总工作时间：
假定每年工作300天，由任务书条件得：

应力循环次数：

接触寿命系数：
由课本图12.18查得，
许用接触应力：

校核：

接触疲劳强度小于许用值，符合要求。
3、校核弯曲疲劳强度
当量齿数：

齿形系数：

由课本图12.21查得，
应力修正系数：
由课本图12.22查得，
重合度系数：

螺旋角系数：
，当时，取，即：

齿间载荷分配系数：
上文中已求得
齿向载荷分布系数：
，
由课本图12.14查得，
载荷系数：

弯曲疲劳极限：
由课本图12.23查得，
弯曲最小安全系数：
由课本表12.14查得，
弯曲寿命系数：
由课本图12.24查得，
尺寸系数：

许用弯曲应力：

校核:

弯曲疲劳强度小于许用值，符合要求
因此该尺寸设计合理。
6.3齿轮传动参数总结

齿轮
齿数
螺旋角
分度圆直径mm
齿轮宽mm
中心距mm
模数
旋向
高速级
小齿轮
27

55.593
50
140
2
右
大齿轮
109
224.407
42
左
低速级
小齿轮
33

85.139
75
169
2.5
左
大齿轮
98
252.861
68
右
6.4齿轮受力分析
1、高速级齿轮受力分析

2、低速级齿轮受力分析

6.5、齿轮的结构设计
当齿根圆至键槽底顶面的径向距离大于二倍模数时，齿轮与轴分开制造。本次设计中，高速级小齿轮设计为齿轮轴，其他三个齿轮与轴分开制造。
1、高速级大齿轮
制造成腹板式齿轮，如下图所示：

2、低速级小齿轮
制造成实心式齿轮，如下图所示：

3、低速级大齿轮
制造成腹板式齿轮，如下图所示：

七、轴的设计计算
7.1轴Ⅰ的设计计算
1、轴的材料和热处理方法
选用40Cr调制处理。
2、各轴段尺寸的初步估算
考虑小齿轮直径不是很大，将其设计为齿轮轴。考虑到有轴向力，选用轴承7206AC，其内径为30mm,宽度为16mm。

3、受力分析
考虑到带轮作用在轴上的拉力方向未知，为了保证轴使用安全，先单独考虑齿轮作用在轴上的力。在齿轮作用在轴上的力造成的弯矩合成后，再加上带轮作用力造成的弯矩。故此处分别对X方向齿轮力、Y方向齿轮力、带轮力进行三次弯矩分析。随后进行扭矩弯曲，再按弯扭合成的规律最终合成弯扭组合图。
（1）只考虑X方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（2）只考虑Y方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（3）只考虑带轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（4）考虑扭矩
扭矩图：

单独校核一下扭矩：

（5）弯扭合成
X、Y方向的齿轮作用力引起的弯矩采用平方相加合成，与带轮作用力引起的弯矩采用直接相加合成，与扭矩图按规则合成。
按脉动转矩计算，取，则：
，
最终合成的当量弯矩图：

从图中可得，左轴颈中间截面处，小齿轮中间截面处。为危险截面。
4、轴结构的设计

考虑到轴上有一个键槽，直径增大3%，即：

当各轴段直径均大于临界危险直径时，强度一定能满足要求。取最小直径即连接带轮处直径为25mm，其他尺寸根据标准直径选取。
最终轴的结构如下图所示：

7.2轴Ⅱ的设计计算
1、轴的材料和热处理方法
选用40Cr调制处理。
2、各轴段尺寸的初步估算
考虑小齿轮直径不是很大，将其设计为齿轮轴。考虑到有轴向力，选用轴承7207AC，其内径为35mm,宽度为17mm。为使L仍然为210mm左右，初步估算各轴段尺寸如下图所示：

3、受力分析
所有计算过程中，设低速级齿轮上力的下角标代号为1，靠近低速级齿轮的轴承的力下角标代号也为1；相应的，高速级齿轮上力的下角标代号为2，靠经高速级齿轮的轴承的力下角标代号也为2。方法同轴Ⅰ。
（1） 只考虑X方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（2） 只考虑Y方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（3） 考虑扭矩
扭矩图：

单独校核一下扭矩：

（4） 弯扭合成
X、Y方向的齿轮作用力引起的弯矩采用平方相加合成，与扭矩图按规则合成。
按脉动转矩计算，取，则：
，
最终合成的当量弯矩图：

从图中可得 ，小齿轮中间截面处，大齿轮中间截面处。为危险截面。
4轴结构的设计

考虑到轴上有一个键槽，轴颈应增加3%，即：

当各轴段直径均大于临界危险直径时，强度一定能满足要求。取最小直径即轴承处直径为35mm，其他尺寸根据标准直径选取。
最终轴的结构如下图所示：

7.3轴Ⅲ的设计计算
1、轴的材料和热处理方法
选用45钢调制处理。
2、各轴段尺寸的初步估算
综合考虑齿轮啮合长度、齿轮、轴承、联轴器等情况，考虑到有轴向力，选用轴承7219AC，其内径为45mm，宽度为20mm。且为使L仍然为210mm左右，初步估算各轴段尺寸如下图所示：

3、受力分析
所有计算过程中，设靠近齿轮的轴承的力下角标代号为1；相应的，另一侧轴承的力下角标代号为2。方法同轴Ⅰ。
（1） 只考虑X方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（2） 只考虑Y方向齿轮造成的力
受力图：

解得：
弯矩图：

（3）考虑扭矩
扭矩图：

单独校核一下扭矩 ：

（4）弯扭合成
X、Y方向的齿轮作用力引起的弯矩采用平方相加合成，与扭矩图按规则合成。
按脉动转矩计算，取，则：
，
最终合成的当量弯矩图：

从图中可得 ，大齿轮中间截面处，为危险截面。
4、轴结构的设计

考虑到轴上有一个键槽，轴颈应增加3%，即：

当各轴段直径均大于临界危险直径时，强度一定能满足要求。各尺寸根据标准直径选取。其中，联轴器的轴段直径后面根据联轴器的选择来选取。
最终轴的结构如下图所示：

八、轴承的选择和计算
8.1轴Ⅰ上的轴承(7206AC)
1、计算轴承的径向力
轴的计算中已分别计算出X、Y方向的轴承径向力，以及单独考虑带轮时的径向力，此处将他们合成。

2、确定轴承所受的轴向力
附加轴向力：

受力图：

因为：，轴有右移倾向，

3、当量动载荷
由手册查得，7206AC的轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。

插值法求出e：

插值法求得：
当量动载荷：

4、校核
轴承2的当量动载荷比轴承1大，只要校核轴承2的寿命即可

滚动轴承的预期寿命一般为1200-1500h，该轴承寿命在此范围内，因此该轴承强度符合要求。
8.2轴Ⅱ上的轴承(7207AC)
1、计算轴承的径向力
轴的计算中已分别计算出X、Y方向的轴承径向力，此处将他们合成。
单独考虑带轮时的径向力，此处将他们合成。

2、确定轴承所受的轴向力
附加轴向力：

受力图：

因为：，轴有右移倾向，

3、当量动载荷
由手册查得，7207AC的轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。

插值法求出e：

插值法求得：
当量动载荷：

4、校核
轴承2的当量动载荷比轴承1大，只要校核轴承2的寿命即可。

滚动轴承的预期寿命一般为12000-15000h，该轴承的寿命大于该值，因此该轴承强度符合要求。
8.3轴Ⅲ上的轴承(7210AC)
1、计算轴承的径向力
轴的计算中已分别计算出X、Y方向的轴承径向力，此处将他们合成。
单独考虑带轮时的径向力，此处将他们合成。

2、确定轴承所受的轴向力
附加轴向力：

受力图：

因为：，轴有右移倾向，

3、当量动载荷
由手册查得，7210AC的轴承的基本额定动载荷，基本额定静载荷。

插值法求出e：

插值法求得：
当量动载荷：

4、校核
轴承1的当量动载荷比轴承2大，只要校核轴承1的寿命即可。

滚动轴承的预期寿命一般为12000-15000h，该轴承的寿命大于该值，因此该轴承强度符合要求。
九、联轴器的选择
Ⅲ轴上联轴器传递的扭矩：
由轴的的计算得，且该轴段的最小直径为40mm。
计算转矩：

选用弹性柱销联轴器，查手册得：
型号为LX3的联轴器强度满足要求且取输入端直径。
最终确定联轴器标记为：

十、键连接的选择和验算
1、Ⅰ轴上带轮处的键
选用圆头普通平键。
确定截面尺寸：
该处轴径为25mm，由指导书表5-1查得，。
确定宽度：
该轴段长度为50mm，因此确定键长为42.5mm。
键所能传递的扭矩：

因此强度符合要求。
最终确定其标记为：
2、Ⅱ轴上高速级大齿轮处的键
选用圆头普通平键。
确定截面尺寸：
该处轴径为45mm，由指导书表5-1查得， 。
确定宽度：
该轴段长度为53mm，因此确定键长为45mm。
键所能传递的扭矩：

因此强度符合要求。
最终确定其标记为：
3、Ⅱ轴上低速级小齿轮处的键
选用圆头普通平键。
确定截面尺寸：
该处轴径为45mm，由指导书表5-1查得， 。
确定宽度：
该轴段长度为74mm，因此确定键长为65mm。
键所能传递的扭矩：

因此强度符合要求。
最终确定其标记为：
4、Ⅲ轴上低速级大齿轮处的键
选用圆头普通平键。
确定截面尺寸：
该处轴径为56mm，由指导书表5-1查得， 。
确定宽度：
该轴段长度为67mm，因此确定键长为60mm。
键所能传递的扭矩：

因此强度符合要求。
最终确定其标记为：
十一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择
1、 润滑方式
因为高速级大齿轮的圆周速度为2.419m/s，因此选用浸油润滑。
2、润滑油牌号
箱体中盛放的润滑油：代号为220的中负荷工业齿轮油。
轴承用的润滑脂：代号为ZGN69-2的滚珠轴承脂。
3、密封装置
轴伸出端的密封：
Ⅰ轴
d=30mm的毡圈
Ⅱ轴
无
Ⅲ轴
d=50mm的毡圈
轴承靠箱体内侧的密封
考虑的封油环用于润滑脂轴承的密封，采用旋转式封油环。
箱体结合面的密封
采用涂密封胶和开回油沟的方法密封。

[参考文献]
[1]机械设计.邱宣怀.高等教育出版社.1997年7月.
[2]机械设计课程设计. 黄珊秋.机械工业出版社.2012年7月.
[3]机械设计常用标准.山东大学机械工程学院.2012年5月.
[4]机械制图.廖希亮，吴凤芳，刘素萍.化学工业出版社.2009年9月.
[5]机械原理.郑文纬，吴克坚.高等教育出版社.1997年7月.
[6]材料力学.冯维明.国防工业出版社.2013年1月.
[7]几何量公差与检测.甘永力.上海科学技术出版社.1012年12月.