大三机械课程设计说明书

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机的传动装置设计 任务序号 2-3 专业 班学号 设计者 指导教师 目录一、课程设计任务- 3 -二、传动装置总体设计- 4 -三、传动件设计- 8 -四、装配草图设计- 18 -五、轴的计算与校核- 20 -六、轴承基本额定寿命计算- 27 -七、键的挤压强度校核计算- 29 -八、箱体结构的设计- 30 -九、设计小结- 32 -附件一- 33 -一、课程设计任务设计题目：带式输送机的传动装置设计 1 。传动系统示意图方案2：电机带传动两级展开式圆柱齿轮(斜齿或直齿）减速器工作机1电动机；2带传动；3圆柱齿轮减速器；4联轴器；5输送带；6滚筒2

2、原始数据设计带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器，原始数据如表所示：1234567皮带的有效拉力F N4000450030004000300032004200输送带工作速度v m/s 0.80.851.201.001.401.301.00输送带滚筒直径d mm3153554004003553003753 设计条件1.工作条件：机械厂装配车间；两班制，每班工作四小时；空载起动、连续、单向运转，载荷平稳；2.使用期限及检修间隔：工作期限为8年，每年工作250日；检修期定为三年；3.生产批量及生产条件：生产数千台，有铸造设备；4.设备要求：固定；5.生产厂：减速机厂。4 工作量 1.减速器装配图

3、零号图1张； 2.零件图2张（箱体或箱盖，1号图；中间轴或大齿轮，1号或2号图）；3.设计说明书一份约60008000字。二、传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1.外传动为V带传动。2.减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3.方案简图上面图1所示。二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入

4、端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。（以下内容为计算过程及验算数据）计算及说明结果三、选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用三相异步电动机，封闭式扇式结构，即：电压为380V Y系列的三相交流电源电动机。2、选电动机功率 （1）、传动滚筒所需有效功率 （2）、传动装置总效率 （3）、所需电动机功率 3、确定电动机转速 查表9-2确定装置传动比范围V带 i=24二级圆柱齿轮i=840所以电动机转速的可选范围N=

5、57.3*（24）*（840）=9169168 r/min综合考虑，电机选择转速为 1500r/min4.选择电机按工作要求和工作条件，选用Y系列三相鼠笼型异步电动机根据电动机类型、容量和转速，有电动机产品目录（表15-1）选择电动机型号为：Y132S-4其参数如下：电动机的额定功率5.5kw，（需要功率4.57KW）满载转速n=1440 r/min,四、计算传动装置的传动比1.总传动比2.分配传动比 所以，经计算得：五、计算传动装置的运动和动力参数 数据汇总:项目电机轴高速轴I中间轴II低速轴III转速r/min1440457.14136.0557.31功率kw4.574.394.0873.

6、808转矩N.m30.3190.98284.82634.56传动比3.153.362.374三、传动件设计一、V带设计1. 确定计算功率 查表，得V带工作情况系数所以 2、选择V带型号根据Pc与n0可查表（图8-11）得此坐标点位于A型区，所以选用A型V带。3.确定大小带轮基准直径 根据表8-6,8-8，取小带轮基准直径mm4、验算带速 由式5-7（机设） ，故带速合适。5、大带轮基准直径mm 根据表8-8，圆整为250mm4.确定中心距和带基准长度（1）根据式8-20初定=360mm（2）、按式(8-22)求带的计算基础准长度查表132(机设)取带的基准长度Ld=1250mm(3)、按式(1

7、3-16机设)计算实际中心距:a 5.验算小带轮包角1 由式(13-1机设) 符合 6.确定V带根数Z（1）查表8-4a得P0=0.806kw (2)、由表（8-4b）查得P0=0.17Kw (3)、由表查得（8-5）查得包角系数 (4)、由表(8-2)查得长度系数KL=0.93 (5)、计算V带根数Z 取Z=6根 7计算单根V带初拉力F0 q由表8-3机设查得0.1kg/m 8计算对轴的压力FQ，由式（13-17机设）得 9确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图 小带轮基准直径dd1=80mm采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=250mm，采用腹板式结构。二、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）

8、1.齿轮的材料，精度和齿数选择因传递功率不大，转速不高，材料按表10-1选取，大齿轮采用45号钢调质，硬度为280HBS，小齿轮40Cr调质，硬度为280HBS，均用软齿面。8级精度，轮齿表面精糙度为Ra2.3，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。按设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2.应力循环次数N由式（7-3）计算 N1=60nt=60×457.14×(8×250×8)=2.4×107 N2= N1/u=8.31×108/3.15=2.2×1063.选择齿轮的参数考虑传动平稳性，小齿轮齿数暂定为取Z1=24 则Z2=Z1*i=

9、24*3.36=80.3，取整数为80则实际传动比：，初选螺旋角为4、设计计算(1) 试取载荷系数为Kt=1.6.(2) 小齿轮的转矩为T1=90.98N.m 取区域系数=2.433(3) 由表10-7取齿宽系数=1.(4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.(5) 由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=580MPa.(6) 由图10-26查得=0.78 , =0.89 则+=1.67(7) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式所以=751Mpa2.计算 (1)

10、小齿轮分度圆直径. (2)计算圆周速度(3)宽度b及模数由表10-13查得.表10-3查得(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径(8) 模数3.按齿根弯曲强度设计(1) 确定参数1. 2. 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3. 计算当量齿数 4. 由表10-5查得齿行系数为 应力矫正系数: 5弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度 取大齿轮弯曲疲劳强度 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 6计算7设计计算 =1.698mm对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯矩疲劳强度计算的法面模

11、数，去Mn=2，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳算分度圆直径d1=48.83mm,来计算应有齿数。于是4几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度三、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择 由于低速级与高速级工作条件，环境相同，故，选材，精度，齿数与高速级相同。按设计方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2.应力循环次数N由式（7-3）计算 N1=60nt=60×136.62×(8×250×8)=1.3×10

12、8 N2= N1/u=5.5×1073.选择齿轮的参数考虑传动平稳性，小齿轮齿数暂定为取Z3=30 则Z4=Z3*i=30*2.374=71.22，取整数为71则实际传动比：，初选螺旋角为4、设计计算(9) 试取载荷系数为Kt=1.6.(10) 小齿轮的转矩为T2=284.82N.m 取区域系数=2.433(11) 由表10-7取齿宽系数=1.(12) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.(13) 由图10-2按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.(14) 由图10-26查得=0.75 , =0.88 则+=1.63(1

13、5) 应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数 接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为 S=1.由 式所以=663.5Mpa 2.计算 (1)小齿轮分度圆直径. (2)计算圆周速度(3)宽度b及模数由表10-13查得.表10-3查得(6)校正实际载荷系数下的分度圆直径(16) 模数3.按齿根弯曲强度设计(2) 确定参数1. 2. 根据纵向重合度, 由图10-28查得螺旋角影响系数3. 计算当量齿数 5. 由表10-5查得齿行系数为 应力矫正系数: 5弯曲疲劳应力的计算由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度 查得大齿轮弯曲疲劳强度 由图10-18取小齿轮弯曲疲劳强度 取大齿轮弯曲疲劳强

14、度 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 6计算7设计计算 =1.8956mm对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于由齿根弯矩疲劳强度计算的法面模数，去Mn=2，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳算分度圆直径d3=79.02mm,来计算应有齿数。于是4几何尺寸的计算 （1）计算几何中心距（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度四、装配草图设计1、确定减速器组成2、确定各类传动零件的主要尺寸传动件小轮分度圆大轮分度圆中心距宽度(mm)V带80mm250mm356mm6根一级齿轮51.38mm178.6

15、2mm112mm5651二级齿轮76.37mm181.63mm129mm81763、初定各轴最小直径按轴受的转矩初读计算轴的材料初定为45号钢 C=110 增大3%1轴： 24.02mm2轴： 35.14mm3轴： 45.82mm4、选定联轴器的类型此方案联轴器只有一个，连接3轴和卷筒轴 功率 转矩 转速3轴 3.81KW 631.47N*M 57.62卷筒轴 3.60KW 596.67N*M 57.62工作情况系数KA=1.5Tc=KA*T=1.5*631.47=947.2 N*M根据已知条件，选用GY7 Y型轴孔 联轴器5、确定滚动轴承类型为 角接触球轴承 70000类6、确定滚动轴承的润

16、滑和密封方式由于两个大齿轮圆周速度均小于2m/s采用润滑脂润滑轴承轴承油挡油板7、确定轴承盖的结构型式凸缘式 螺栓与机体轴承座连接8、机体结构方案铸铁制造 大批量部分式 方箱式9装配草图零件尺寸（附件一）五、轴的计算与校核以中间轴为例1、作用在齿轮上的力因已知高速级大齿轮的分度圆直径为而已知低速级小齿轮的分度圆直径为而2、轴的力学模型分析（见下图）3、初步选择滚动轴承，轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承70000类参照工作要求并根据d2min=35mm由轴承产品目录中初步选取7207C器尺寸为d*D*B=35*72*17mm故，轴承轴直径35mm4、中间轴简图Q（1）、取安装大齿

17、轮处的轴端段D-E的直径为41mm，齿轮的有段与轴承之间用套筒（挡油板）定位。齿轮宽度为51mm，为使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与齿轮宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=3，故，轴环处直径mm，轴环宽度，取。（2）、轴B-C段情况与D-E段情况相同。（3）、由题意，得（轴承宽度，齿轮与内壁距离）5、齿轮与轴的轴向定位均采用平键连接由表6-1，差得平键截面为12*8，分别长70mm 45mm键槽用键槽铣刀加工6、为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴的配合为H7/r67、滚动轴承与轴的轴向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴直径尺寸公差为m68、确定轴上圆角为2

18、*45各轴肩处的圆角半径R29、轴上的载荷（如图）（1）水平支反力 （2）垂直支反力 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出Q轴的危险截面，现将计算出的截面Q处的MH、MV、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T10、按弯扭合成应力校核轴的强度根据轴的弯扭合成强度条件，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为40Cr，调质处理。由<机械设计>表15-1查得。因此，故安全。11、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面B-C轴段左侧受较大弯矩和扭矩，且直径较小，最终确定截面B为危险截面。（2）B截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面B左侧的弯矩截面B上的扭矩T2为截面上

19、的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由<机械设计>表15-1查得过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，于是得，轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为。故得综合系数为又由<机械设计>第3-1节,3-2节得到碳钢的特性系数, 取所以轴在截面B左侧的安全系数为所以是安全的.（3）截面B右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面B右侧的弯矩 截面上的扭矩T2为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，于是得，轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为。故得综合系数为所以轴在截面B右侧的安全系数为故该轴在截面B右侧的强度也是足够

20、的。12、高速轴的设计高速轴的设计步骤与中间轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示：1）材料：45钢，调质2）初算轴径：dmin=24.02mm,取d=28mm3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承7207C，其尺寸：35*72*174) 轴各段直径分别为：d1= 28mm、d2 =22mm、d3=d6=35mm、d4=45mmd5=39mm5）轴各段的长度：1到6段分别为50mm、37mm、29mm、102mm、24mm、41mm13、低速轴的设计低速轴的设计步骤与中间轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示：1）材料：4

21、5钢，调质2）初算轴径：dmin=62.1mm,取d=65mm3）根据轴径选轴承可初选滚动角接触轴承7210C，其尺寸：50*90*20滚动角接触轴承7211C，其尺寸：55*100*214)轴各段直径分别为：d1=50mm、d2=54mm、d3=58mm、d4=55mm、d6=51mm、d7=48mm5）轴各段的长度：1到7段分别为46mm、74mm、74mm、41mm、35mm、37mm、112mm六、轴承基本额定寿命计算中间轴上，轴承型号7207C基本额定动载荷C=23500N，基本额定静载荷C=17500N轴承语气寿命Lh=16000h1.求两轴承的计算径向和由受力分析可知：2.求两轴

22、承的计算轴向力和对于7207C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力e为表中的判断系数,其值由的大小来确定,现在e未知,故先取e1=0.5137,e2=0.4854，因此可计算;=0.4854×=3534.02N得到所以确定3求轴承当量动载荷和因为查表得因轴承运转中有轻微冲击,按表13-6 4.验算轴承寿命因为， =故轴承使用寿命足够、合格。七、键的挤压强度校核计算取危险键，为中间轴小齿轮处选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键。根据 d=41mm查表取： 键宽 b=12mm h=8mm L=70 校和键联接的强度 查表6-2得 =110MP工作

23、长度 l=L-b=70-12=58mm由式（6-1）得： 所以键比较安全.取键标记为： 键：14×50GB/T1096-1979八、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.1.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2m/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.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R

24、=5。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M6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。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压

25、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.E 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.F 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.G 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.5.润滑密封设计减速器内的传动零件和轴承都需要良好润滑,这不仅可以减少摩擦损失.提高传动效率,还可以防止锈蚀，降低噪声。对于二级圆柱齿轮减速器，滚动轴承采用油润滑是由于齿轮其圆周速度大于1.5m/s而齿轮采用浸油池润滑的方式，牌号N150. 密封的表面要经过刮研。九、设计小结这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过20多天的设计实践，使