掘进机毕业设计设计说明书

设计说明书第 页1目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计 V 带和带轮66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计2710.润滑密封设计 2711.联轴器设计 27四 设计小结 28五 参考资料 29设计说明书第 页2一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 10 年(300 天/年),两班制工作,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压380/220V表一: 题号参数1运输带工作拉力（kN） 0.14运输带工作速度（m/s） 0.8卷筒直径（mm） 300二. 设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD 绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计设计说明书第 页311. 联轴器设计计 算 及 说 明 结 果设计说明书第 页41.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电动机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级。其传动方案如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw图一:(传动装置总体设计图)初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率 a0.96 0.980.960.78；54231a 398.026.为 V 带传动的效率, 为滚动轴承的效率，1为圆柱齿轮传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑.3因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。 为弹性联轴器的效率，4为卷筒轴滑动轴承的效率5 a=0.78设计说明书第 页5计 算 及 说 明 结 果由已知条件计算驱动卷筒的转速 wnmi/513014.8.606rDvnw 2.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2、电动机功率选择：（1） 卷筒轴的输出功率 wPkFvPw0.61230（2） 电动机输出功率 d6.0kw/0.837.23kW总d（3） 电动机额定功率 edP选取电动机额定功率 7.5 kW3、确定电动机的转速：电动机选择转速 1500r/min。4、确定电动机型号根据所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132M-4。其主要性能：额定功率：7.5kW，满载转速 1440r/min，额定转矩2.2。3.确定传动装置的总传动比和分配传动比min/51rw=7.23kWdP7.5 kW edP电动机型号Y132M-4设计说明书第 页6计 算 及 说 明 结 果1、传动装置总传动比： 2.8wmni总2、分配各级传动比取 V 带传动比 i12.0，则二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则取 i24.28,i 33.3.4123i4.计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速（r/min）n0 = nm=1440r/minn1 = n0 /i1=1440/2.0=720(r/min)n2 = n1/ i2=720/4.28=168(r/min)n3 = n2/ i3=168/3.3=51(r/min)2、 各轴输入功率P0= Ped =5.54kWP1= P01=5.540.960.98=5.21kWP2=P123=5.210.980.96=4.9kWP3=P223=4.90.980.96=4.6kW3、 各轴转矩T0=9550P0/n0=95505.54/1440=36.7NmT1=9550P1/n1=95505.21/720=69NmT2=9550P2/n2=95504.9/168=279NmT3=9550P3/n3=95504.6/51=861Nmi 总 =27.38i12.0i24.28i33.3n0 =1440r/minn1 =720r/minn2=168r/minn3=51r/minP0=5.54KWP1=5.21KWP2=4.9KWP3=4.6KWT0=36.7NmT1=69NmT2=279NmT3=861Nm设计说明书第 页7计 算 及 说 明 结 果5.设计带和带轮 确定计算功率查课本 表 9-9 得：178P2.1AK,式中 为工作情况系数， 为kWkAca 45.2 p传递的额定功率,既电机的额定功率. 选择带型号根据 ，n 0 =1440r/min,查课本 表 8-8 和kPca124.5 152P表 8-9 选用带型为 A 型带153 选取带轮基准直径 21,d查课本 表 8-3 和 表 8-7 得小带轮基准直径145P53 md901则大带轮基准直径 idd 890.102 验算带速 vsmndV /35/6.764106 在 525m/s 范围内，带充分发挥。 确定中心距 a 和带的基准长度由于 ,初定中心距 ，)()(7.021021dd ma70所以带长,= .查课本 表 8-2 选取dL8754)()(2020 121 aaddm142P基准长度 得实际中心距md a5.762.20 验算小带轮包角 1，包角合适。1205.7801802adPca=5.124kWmd901dd2=180mmV=7.536m/s取 a0=350Ld=2000mma=762.5mm 1=172.51设计说明书第 页8计 算 及 说 明 结 果 确定 v 带根数 z因 ，带速 ，传动比 ,md901smn/1400.21i查课本 表 8-5a 和 8-5b,得 .48P kWPk.320查课本 表 8-2 得 =1.03.12LK查课本 表 8-8,得 K=0.9854由 公式 8-22 得1P,4.30.198)7.0321(4)(0 。LcaZ故选 Z=4 根带。 计算预紧力 0F查课本 表 8-4 可得 ,故:145Pmkgq/1.0单根普通带张紧后的初拉力为 NvkzvFca 5.1376.0)198.52(36.7408.20 计算作用在轴上的压轴力 pF利用 公式 8-24 可得:15PNFzp 109825.7sin.1342sin210 6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数Z=4 根F0=137.5NFp =1098N设计说明书第 页9计 算 及 说 明 结 果1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮2）按 GB/T100951998，选择 7 级精度3）材料：高速级小齿轮选用 40Cr 调质，硬度为 280HBS，高速级大齿轮选用 45 钢调质，硬度为 240HBS 4）取小齿轮齿数 =27，大齿轮齿数1ZZ =i2Z =4.2827=115.56 取 Z =115.1 25）选取螺旋角 =122按齿面接触强度设计 2131 )(2HEdtt ZuTK1）确定各参数的值:试选 =1.45t查课本 图 10-30 选取区域系数 Z =2.45 215PH取 0.8由课本 公式 10-13 计算应力循环次数20N =60n j =607201（1035016）1hL=2.410 h9N = N / i=5.710 h 218查课本 图 10-19 得： K =1 K =1.0503P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12 得:20P = =1700=700H1SKHN1limMa = =1.05550=57722liN12.410 h9N2 = 5.7 h80 =700H1MPa =5772设计说明书第 页10计 算 及 说 明 结 果许用接触应力 MPaHH 5.6382/)570(2/)(1 查课本由 表 10-6 得： =189.8MP 198PEZa由 表 10-7 得: =120d计算小齿轮传递的转矩T=95.510 =95.510 7.2/145051/nP5=4.74210 Nmm42)计算计算圆周速度 106 ndtsm/09.216743.5.计算齿宽 b 和模数 ntmb= =44.3mmtd1H=638.5 MPaT=4.74210 N4mmV=2.09m/sb=44.3mm设计说明书第 页11计 算 及 说 明 结 果计算纵向重合度=0.318 =3.621d 48.20tan7138.0tan计算载荷系数 K使用系数 =1A根据 ,7 级精度, 查课本由 表 10-8 得smv/31.192P动载系数 KV=1.11,查课本由 表 10-4 得 K 的计算公式:194PHK = +0.2310 bH)6.0(8.2.2d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 43.59=1.42查课本由 表 10-13 得: K =1.35195PF查课本由 表 10-3 得: K = =1.23H故载荷系数:KK K K K =11.111.21.42=1.89H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =43.59 =46.071tt/36.1893m计算模数 nm= Z9.23cos.54cos13按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT=1.903K =1.42HK=1.89d =46.071m=1.96mmn设计说明书第 页12计 算 及 说 明 结 果1） 确定公式内各计算数值载荷系数 KKK K K K =11.111.21.351.798根据纵向重合度 1.903,从图 1028 查得螺旋角影响系数 Y 0.99计算当量齿数Zv1Z 1/cos3 27/ cos 1329.19 3Zv2Z 2/cos3 115/ cos 13126按对称布置，初选齿宽系数 1 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5 得:197P齿形系数 Y 2.52 Y 2.16 应力校正系数 Y 1.62 Y 1.81计算大小齿轮的 FS安全系数由表查得 S 1.4查课本由 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP3802查课本由 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.85 K =0.88 1FN2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 MPaSFN57.304.1850 =2K86.2.2K1.94Zv129.19Zv2126 =303.57F1Mpa =238.86F2Mpa设计说明书第 页13计 算 及 说 明 结 果0136.57.3921FSY 4.8.42S大齿轮的数值大.选用.3）设计计算 mmn 96.16.17204.cos804.798.122对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由n齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =1.5mm n4 几何尺寸计算1）计算中心距 a= = =146.17cos2)(1nmz13cos5.)7(m将中心距圆整为 1462）计算大.小齿轮的分度圆直径d = =55.423113cos27nmzmd = =236.525nmn=1.96mm圆整 mn=2mma=146mmd1=55.423mmd2=236.5mm设计说明书第 页14计 算 及 说 明 结 果4）计算齿轮宽度B= md423.5.1圆整后取 B021（二） 低速级齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮2）按 GB/T100951998，选择 7 级精度3）材料：高速级小齿轮选用 40Cr 调质，硬度为 280HBS，高速级大齿轮选用 45 钢调质，硬度为 240HBS 4）取小齿轮齿数 Z3=27，大齿轮齿数 Z4= i3Z3=3.324=89.1 取 Z4=89.5）选取螺旋角 =0B1=55mmB2=50mmi3=3.3Z3=27Z4=89设计说明书第 页15计 算 及 说 明 结 果由课本 公式 10-13 计算应力循环次数20PN3=60n2j =601681（1035016）hL=5.6 h81N4= N3/i=1.710 h 查课本 10-19 图得： K =0.90 K =0.9520P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12 得:20P = =0.90600=540H1SKHN1limMa = =0.95550=522.5 22li许用接触应力 PaHH 25.31/).5240(/)(21 查课本由 表 10-6 得： =189.8MP 98PEZa由 表 10-7 得: =1201d计算小齿轮传递的转矩T=95.510 =95.510 4.9/16852/nP5=2.8105Nmm2)计算小齿轮的分度圆直径 d t323)(12HEdtt ZuTK= m36.7)25.31894(.65.1083 =77.36mmtd3设计说明书第 页16计 算 及 说 明 结 果计算圆周速度 10623 ndtsm/96.01683.74.计算齿宽 b 和模数 ntmb= =77.36mmtd1=ntZt 86.273.1计算齿宽与高之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.95=6.638ntmm= =10.99hb638.972计算载荷系数 K使用系数 =1A根据 ,7 级精度, 查课本由 表 10-8 得smv/96.0192P动载系数 KV=11,查课本由 表 10-4 得 K194PHK =1.1H查课本由 表 10-13 得: K =1.35195F查课本由 表 10-3 得: K = =1.13PH故载荷系数:KK K K K =11.21.11.1=1.45HV=0.96m/sb=77.36mm=2.86mmntmK =1.1HK=1.45设计说明书第 页17计 算 及 说 明 结 果按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d3=d3t =72.96 =79.46tK/6.1453m计算模数 nm= Z79.24.513. 按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT1）确定公式内各计算数值载荷系数 KKK K K K =11.21.11.11.45 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5 得:197P齿形系数 Y 2.57 Y 2.20 应力校正系数 Y 1.60 Y 1.78d3=79.46mm=2.79mmnmK1.685设计说明书第 页18计 算 及 说 明 结 果 计算大小齿轮的 FSY安全系数由表查得 S 1.4查课本由 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP3802查课本由 表 10-18 得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.85 K =0.88 1FN2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 MPaSF57.304.1850 =2KN86.2.201486.9571FSY232S大齿轮的数值大.选用.2） 设计计算 mmn 13.265.12407.80.3 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于n由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =3 mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲n劳强度算得的分度圆直径 d3=75.46 来计算应有的齿数.于是由:mZ3= =26.58 取 z3=27，则 z4=3.327= 89.1，取 z4=89 n146.79mn=2.13mmmn=2.5mmZ3=27Z4=89设计说明书第 页19计 算 及 说 明 结 果4 几何尺寸计算1）计算中心距 a= = =174cos2)(43nmz123)897(m将中心距圆整为 1743）计算大.小齿轮的分度圆直径d = =811327cos3nmzd4= =26789n4）计算齿轮宽度B= m9374.213圆整后取 B8V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比V 带 高速级齿轮 低速级齿轮2.0 4.28 3.32. 各轴转速 nn0(r/min) n1(r/min) n2(r/min) n3(r/min)1440 720 168 51a=174md3=81mmd4=267mmB3=93mmB4=98mm设计说明书第 页20计 算 及 说 明 结 果3. 各轴输入功率 PP0（kw） P1（kw） P2（kw） P3(kw)5.21 4.9 4.6 4.4164. 各轴输入转矩 TT0(kNm) T1(kNm) T2(kNm) T3(kNm)0.069 0.279 0.861 0.8275. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z90 180 762.5 2000 47.传动轴承和传动轴的设计7.1 低速轴的设计与校核1.求输出轴上的功率 P ，转速 ，转矩33n3TP =4.6KW =51r/min3=861NmT2.求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为=2674d而 F =t32TN64501783F = Frton 6.237tacosa设计说明书第 页21计 算 及 说 明 结 果3.初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 40Cr,调质处理,根据课本 取31536表P12oA取 =（1+5%） =54.5mmmnAdo9.3mindmind输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴 与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查课本 ,选取143表P3.1aKmNTKac 9086.因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查 GB5014-85 选用 YL11 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 1250Nm,半联轴器的孔径LLdmd10.12.5,51 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为 半 联 轴 器半 联 轴 器 的 长 度故 取 4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案设计说明书第 页22计 算 及 说 明 结 果2）计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按md65轴端直径取挡圈直径 半联轴器与 为D5轴 配 合 的 轮 毂 孔 长 度了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比 略短一些,现取 l0（2）初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品md70目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7211AC，其尺寸为的 ,故mBDd215d5右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承定位轴肩高度 mm,63,4,07. 因 此取 dh齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的宽度为毂75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取 .ml71 md73轴环宽度 ,取 b=9mm.hb4 轴承端盖的总宽度为 32mm(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及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取l15.ml47 取齿轮距箱体内壁之距离 a=12 ,两圆柱齿轮间的距离 c=20m.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=10 ,已知滚动轴承宽度 T=21 ,高速齿轮轮毂长 L=50 ,则 masTl 54)1902()715( 设计说明书第 页23计 算 及 说 明 结 果ml 7391643作为定位轴肩，取 =62mm =21+10+1=32dIl至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.设计说明书第 页24计 算 及 说 明 结 果9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 8，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8 紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。设计说明书第 页25计 算 及 说 明 结 果C 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.D 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.E 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座壁厚 83025.a8箱盖壁厚 11 8箱盖凸缘厚度 b. 12箱座凸缘厚度 512箱座底凸缘厚度2.2 20地脚螺钉直径 fd12036.af M20地脚螺钉数目 n查手册 8设计说明书第 页26计 算 及 说 明 结 果轴承旁联接螺栓直径1dfd72.01M16箱盖与箱座联接螺栓直径2=（0.50.6）2f M12轴承端盖螺钉直径3d见表 9-9 M8视孔盖螺钉直径 4=（0.30.4）4fdM8定位销直径 d=（0.70.8） 210， ，fd1至箱外壁距2离1C查机械课程设计指导书表 426/22/18， ，fd1至凸缘边缘2距离2C查机械课程设计指导书表 424/20/16箱体外壁至轴承座端面距离1l= + +（5101lC2）60大齿轮顶圆与箱体内壁距离11.21 12齿轮端面与箱体内壁距离22 12加强肋厚 m,1 85.0,.11 8.61m.轴承端盖外径 2D+2.523d100（输入轴）100（中速轴）设计说明书第 页28120（输出轴）轴承旁联结螺栓距离S 2D110（输入轴）100（中速轴）120（输出轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 ，所以采用脂润滑，箱5(1.2)0./minr体内选用 SH0357-92 中的 50 号润