机械设计课程设计说明书 (仅供参考)

1、目录 设计任务书 传动方案的拟定及说明 电动机的选择 传动装置的运动和动力参数 齿轮传动的设计计算及核算 联轴器的选择 轴的设计与强度计算 润滑与密封 减速器的箱体和附件 滚动轴承的选择及计算 键的选择及校核计算 设计小结 参考资料目录 课题：带式运输机的传动装置设计 工作条件 1使用期限：10年，二班制（每年按300天计算）。 2载荷平衡。 3运输物品：谷物。 4单向传动，转速误差不得超过±5%。 原始数据 1运输带牵引力P：2500N。 2运输带速度V：1.3m/s。 3滚筒直径D：280mm。 设计计算内容 （一）传动装置的整体设计 1方案拟定； 2电动机的选择； 3传动比及其

2、分配； 4传动装置的运动和动力学参数； (1各轴转速n： (2各轴传递功率P； (3各轴转矩T； （二）传动零件的设计计算 1、齿轮的设计计算及校核； 2、联轴器的选择； 3、轴的设计与强度计算； 4、滚动轴承的选择与强度校核； 5、键的选择与强度校核； 6、其他零件的选择； 设计任务 1减速器装配图总图一张（A0）； 2零件工作图四张（齿轮A3，低速级轴A3，箱体A1，箱盖A1）。 (装配图底稿完成后，需经指导教师审阅同意后方可加深。 3. 设计计算说明书1份。 参考资料 1 机械设计 2 机械原理 2 画法几何及机械制图 计算及说明 一、传动装置的总体设计 （一）拟定传动方案 1、分析传动

3、系统的工作情况 为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速nw ，即 一般常选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11或16。故可以拟定出以二级传动为主的多种方案。根据传动要求：使用期限：10年，2班制（每年按300天计算）；载荷平衡；运输物品：谷物；单向传动，转速误差不得超过±5%。故可以采用双级圆柱直齿轮（展开式）传动方案。 2、传动装置简图：展开式（ 书上有 图略） 计算及说明 （二）选择电动机 1、 电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的

4、Y（IP44）系列笼型三相异步电动机。卧式封闭结构。 2、 电动机容量 （1）、取各传动效率： 联轴器： ；滚动轴承： ； 圆柱齿轮传动： ，卷筒滑动轴承： 则总效率为： （2）、卷筒轴的输出功率Pw （3）、电动机输出功率Pd （4）、电动机额定功率Ped 3、 电动机的转速 根据课程设计指导书表21单级圆柱齿轮传动比范围 。则总传动比范围为 ，由于 =88.7170, 可得 。因此同步转速可为，1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机。如下表： 方案 电 动 机型 号 额 定 功 率 电动机转速(r/min 电动机质量（kg） 同 步 满 载 1 Y132M1-6

5、 4kw 1000 960 73 2 Y112M-4 4kw 1500 1440 43 3 Y112M-2 4kw 3000 2890 45 =0.8769 计算及说明 由表中的数据可知第2个方案可行，选用方案2使得总传动比在16左右，且可使各圆柱齿轮传动比在36之间，符合拟定方案。故选用第2种方案。 （三）计算传动装置总传动比和分配各级传动 1、传动装置总传动比 第根轴转速： 第根轴转速： 所以：i= 2、分配各级传动比 为了使两级的大齿轮有相近的浸油深度，高速级传动比 和低速级传动 可按下列方法分配： 取 则: （四）计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 电动机轴： 第根轴： 第根轴

6、： 第根轴： 2、各轴输入功率 电动机轴： 计算及说明 选方案2 电机型号； Y112M-4 i=10.79 结果 第根轴： 第根轴： 第根轴： 3、各轴转矩 电动机轴： 第根轴： 第根轴： 第根轴： 二、传动零件的设计计算 （一）齿轮设计计算及校核 高速级： 1、选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 （1）按传动方案任务书装置图，选用直齿圆柱齿轮传动。 （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。 （3）材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS， 大齿轮材料为45号钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 （4）选小齿轮齿

7、数 ，则大齿轮齿数 。 2、按齿面接触强度设计 由设计计算公式（109a）（机械设计）计算，即 T0= T1= T2= T3= 计算及说明 确定公式内的各计算值 （1）试选载荷系数 。 （2）计算小齿轮传递的转矩T1=24579 。 （3）由表107（机械设计）选取齿宽系数 。 （4）由表106（机械设计）查得材料的弹性影响系数 。 （5）由图1021d（机械设计 ）按齿轮面硬度查得小、大齿轮的接触疲劳强度极限分别为： 。 （6）由式1013（机械设计）计算应力循环次数。 （7） 由图1019（机械设计）取接触疲劳寿命系数 。 （8） 计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1%，安全系数S1，由

8、式（1012）（机械设计）得 计算小齿轮分度圆直径 ,代入 中较小的值 计算及说明 N1= N2= =53.121mm 计算圆周速度： 计算齿宽b： 计算齿宽与齿高之比b/h： 计算载荷系数K。 根据 ，7级精度，由图108（机械设计）查得动载系数 ；直齿轮， = =1；由表102（机械设计）查得使用系数 ；由表104（机械设计）用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由 查图1013（机械设计）查得 ；故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）（机械设计）得 计算模数 。 3，按齿根弯曲强度设计 由式（1017）（机械设计） 计算及说明 =2.213m

9、m h=5.0065mm b/h=8 K=1.5874 =42.8064mm m=2.3781mm 结果 确定公式内的各计算数值 （1）由图1020c（机械设计）查得小、大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为 （2）由图1018取弯曲疲劳寿命系数： （3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（1012）（机械设计）得 （4）计算载荷系数。 （5）查取齿形系数。 由表105（机械设计）查得 （6）查取应力校正系数。 由表105（机械设计）查得 （7） 计算大，小齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大. 设计计算 计算及说明 K=1.4672 =0.01379 =0.01655 大齿轮数

10、值大 结果 2、按齿面接触强度计算 由设计计算公式（109a）计算，即 确定公式内的各计算值 （1）试选载荷系数 。 （2）计算小齿轮传递的转矩T1= 。 （3）由表107（机械设计）选取齿宽系数 。 （4）由表106（机械设计）查得材料的弹性影响系数 。 （5）由图1021d（机械设计）按齿轮面硬度查得小，大齿轮的接触疲劳强度极限分别为： 。 （6）由式1013（机械设计）计算应力循环次数。 （7）由图1019（机械设计）取接触疲劳寿命系数 。 （8）计算接疲劳许用力。 取失效概率为1%，安全系数S1，由式（1012）得 计算 试算小齿轮分度圆直径 ,由计算公式得 计算圆周速度。 计算齿宽b

11、。 N1= N2= =62.6319mm v=1.3486m/s 计算齿宽与齿高之比b/h. 计算载荷系数K。 根据 ，7级精度，由图108（ 机械设计）查得动载系数 ；直齿轮， = =1；由表102（机械设计）查得使用系数 ；由表104用插值法查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时， ；由 查图1013查得 ；故载荷系数 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（1010a）得 计算模数 。 3、按齿根弯曲强度设计 由式（1017） b=62.6319mm =2.6097mm h=5.8718mm b/h=10.67 K=1.4267 =65.6633mm m=2.7360mm 计算及说

12、明 结果 ，确定公式内的各计算数值 ，由图1020c查得小，大齿轮弯曲疲劳强度极限分别为 ，由图1018取弯曲疲劳寿命系数： ，计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数 ，由式（1012）得 ，计算载荷系数。 ，查取齿形系数。 由表105查得 ，查取应力校正系数。 由表105查得 ， 计算大，小齿轮的 并加以比较。 大齿轮的数值大. ，设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯 K=1.365 =0.01430 =0.01642 大齿轮数值大 =1.9075mm 计算及说明 结果 曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度多决定的承载能力，而齿面接

13、触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.9075mm并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度圆直径 ，算得小齿轮齿数 大齿轮齿数 。 4、几何尺寸计算 ，计算大，小齿轮的分度圆直径。 ，计算中心距。 ，计算齿轮宽度 圆整后取 。 5、结构设计 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 6、校核齿面接触疲劳强度 由公式（10-8a） = ? ? 标准直齿轮a=20o时， =2.5；Ft= , =b/d1 计算及说明 z1=26 z2=91 d1=65m

14、m d2=228mm =146.5mm b=65.6633mm 结果 由前面可知 ； 所以 = ?2.5?189.8=427.858 故齿面接触疲劳强度足够. 7，校核齿根弯曲疲劳强度 由（10-5a） 以及前面的数据可知， =109.78 =303.57 =8.098 =238.86 故齿根弯曲疲劳强度足够。 参数 齿轮 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 齿数z 20 91 26 91 齿顶d 44 186 70 232.5 分度圆d 40 182 65 228 齿宽b 60 51 76.5 70 齿高ha 5 5 6 6 模数m 2 2 2.5 2.5 中心距a 111 146.5 注：h*

15、a=1,C*=0.25,a=20o 计算及说明 =448.8 齿面接触强度足够 09.78 =8.098 齿根弯曲疲劳强度足够 结果 （二）、联轴器选择 高速级：联轴器的计算转矩： ；电动机直径D=28mm 查标准GB5014 85（机械设计指导书），选用HL2型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为315N?m。 低速级：联轴器的计算转矩： 查标准GB501485（机械设计指导书），选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为630N?m。 （三）、轴的设计（低速轴） 1、初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表153，取A0 126-103，则有： 第根轴： （外伸轴，取A0 112

16、），根据联轴器参数选择dmin=20mm 第根轴： （非外伸轴，取A0 118） 第根轴： （外伸轴，取A0 112）, 根据联轴器参数选择dmin=40mm 计算及说明 选TL6 选TL8 dmin=20mm dmin=25mm dmin=40mm 结果 2、轴的结构设计(参考机械设计教材图15-26及其例题 （1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（低速轴） 联轴器的计算转矩： 查标准GB501485（机械设计指导书），选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称扭矩为630N?m。半联轴器的孔 。故取 ，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 。 为了保证轴端挡圈只压在半联轴

17、器上面不压在轴的端面上， 故12段的长度应比 略短一些，现取 。为了满足半联轴器的定位要求，12轴段右端需制出一轴肩，故取12段直径 。则，左端挡圈直径 。 （2）初选滚动轴承。 按工作要求，查标准：GB27689（机械设计指导书），选取中窄(3系列深沟球轴承6309。其尺寸为： ，则 ；为了使左端轴承定位压紧，利用套筒定位，则取 ，而 。 （3）取安装齿轮的一段 ，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为62mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，故取 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取 。 （4）轴承端盖总宽度28.5，根据轴承端盖的装拆

18、及便于对轴承润滑的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故 =35 （5）齿轮距箱体内壁10mm，根据设计和结构，其它尺寸可定，轴长为： L=355 计算及说明 结果 3、轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 由表61（机械设计）查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，配合为 ；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 ，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴的直径尺寸公差为m7。 4、确定轴上圆角和倒角尺寸 参考表152（机械设计），取轴端倒角为 ，各轴肩处的圆角如零件图所示。 5、求轴上的载荷 齿轮的作用力：

19、 圆周力： 径向力： 轴上的作用力： 支反力： 弯 矩： 总弯矩： Ft=3383N Fr=1231.3N FtA=1345N FtC=2488N FrA=741.8N FrC=1973.1N MB1= MB2= MB2= 计算及说明 结果 扭 矩： 由以上计算和轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下： 计算及说明 结果 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，以轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 已知轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得 ，因此 ，故安全。 7,精确校核轴的疲劳强度 （1） 判断危险截面 从应力集中对轴的疲劳强度的

20、影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径最大，故不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 （2） 截面左侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×483=11059.2mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×483=22118.4mm3 截面左侧的弯矩M为：M=294908× 182734N?mm T=385637.8 N?mm 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 =640 =275Mpa, =155 因r/d=1/5

21、0=0.020，D/d=50/48=1.04按附表3-2经插值后查得a=1.80，a=1.27；又由附图3-1可得轴的材料敏性系数为q=0.75，q=0.80。 （机械设计第三章附表） 计算及说明 = 安全 W=11059.2mm3 WT=22118.4mm3 M182734N?mm T=385637.8 N?mm = =640 =275Mpa =155 结果 故按式（附表3-4）可知： k=1+q（a-1）=1+0.75×（1.80-1）=1.6； k=1+q（a-1）=1+0.80×（1.27-1）=1.216 由附图3-2和3-3可知尺寸系数=0.74，扭转尺寸系数=

22、0.84。 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面强化处理，即q=1，按式（3-12）和（3-12a） 得综合系数为 K= k/+1/-1=1.6/0.74+1/0.92-1=2.25 K= k/+1/-1=1.216/0.84+1/0.92-1=1.53 又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05 于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得 S= = =7.40 S= = =14.04 Sca= = =6.55S=1.5 故可知其安全。 k=1.6 k=1.216 =0.84 =0.92 K=2.25 K

23、= 1.53 =0.1 =0.05 S=7.40 S=14.04 Sca=6.55 轴强度足够、安全 计算及说明 结果 （3） 截面右侧 抗弯截面系数W=0.1d3=0.1×503=12500mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×503=25000mm3 截面左侧的弯矩M为：M=182734N?mm T=385637.8N?mm； 过盈配合处的k/,由附表3-8有插值法求出，并取 k/=0.8k/， 于是得k/=2.616，k/=0.8k/=2.093 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为 =0.92 轴未经表面强 化处理，即q=1，按式（3-12）和（3-1

24、2a） 得综合系数为 K= k/+1/-1=2.616+1/0.92-1=2.703 K= k/+1/-1=2.093+1/0.92-1=2.18 又由3-1和3-2得碳钢的特性系数 =0.1-0.2，取=0.1 =0.05-0.1，取=0.05 于是按式（15-6）（15-8）计算安全系数得 S= = =6.96 S= = =9.01 Sca= = 2.14S=1.5 故可知其安全。 注：此减速器的高速轴和中间轴为齿轮轴 W=12500mm3 WT=25000mm3 M=182734N?mm T=385637.8 N?mm = k/=3.16 k/=2.53 =0.92 K=2.703 K=

25、2.18 =0.1 =0.05 S=6.96 计算及说明 结果 （四）、润滑与密封 、润滑： 齿轮采用浸油润滑。（课程设计指导书表3-3）当齿轮圆周速度 时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。参考1。轴承润滑采用润滑脂，润滑脂的加入量为轴承空隙体积的 ，采用稠度较小润滑脂。 、密封： 防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。（机械设计指导书） （五）、减速器的箱体和附件 、箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。 材料为：HT2

26、00。加工方式如下： 加工工艺路线：铸造毛坯时效油漆划线粗精加工基准面粗、精加工各平面粗、半精加工各主要加工孔精加工主要孔粗、精加工各次要孔加工各紧固孔、油孔等去毛刺清洗检验 、箱体的结构尺寸：（机械设计课程设计手册p17） 箱座壁厚：=0.025a+38mm，而=0.025×160+38mm 所以，取=8mm。 S=9.01 Sca=2.14 轴强度足够、安全 1课程设计手册 P153 2课程设计手册P156表16-8 =8mm 计算及说明 结果 箱盖壁厚：1=0.02×a+38mm，而1=0.02×160+38mm所以，取1=8mm。 箱座、箱盖、箱底座凸缘的

27、厚度： b=b1=1.51=12mm；b2=2.51=20mm 箱座、箱盖的肋厚：m=m1= 0.851=7mm 地脚螺钉的直径：df=0.036a+12,取M18； 地脚螺钉的数目为4个。 轴承旁联接螺栓的直径：d1=0.75df=12.095mm,取M12 箱盖、箱座联接螺栓的直径：d2=0.5df=10mm取M10；L=100mm 轴承盖外径：D2=D+(55.5d3 （其中，D为轴承外径， 为轴承盖螺钉的直径）。（见表9-9，表9-10）（机械设计指导书） 中心高：HRa+30+20;取170mm 轴承盖螺钉的直径： d=8mm;数目为4个 窥视孔盖板螺钉的直径：d=6mm，取M6。

28、至箱外壁的距离： C1f=16mm,C11=12mm,C12=14MM 至凸缘边缘的距离C2f=24mm,C21=20mm,C22=14mm 轴承旁凸台的半径：R1=c2 ，h由结构确定。 外箱壁到轴承座端面的距离：l1=C1+C2+10=50 mm 齿轮顶圆与内箱壁距离：11.2=9.6mm，取：1=12mm 齿轮端面与内箱壁距离：21.2=9.6mm，取： 。 ，附件： 包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。 1=8mm b=b1=12mm b2=20mm m=m1=6.8mm df取M20 d1取M16 d2取M10 课程设计手册 P7

29、7 H=184mm d3=8mm d4取M8 C1f=26mm C11=22mm C12=16mm C2f=24mm C21=20mm C22=14mm l1=53mm 1=12mm 2 =9.6mm 计算及说明 结果 （六）、滚动轴承的选择和强度校核 、初选轴承： 高速轴：6205, d×D×B=25×52×15 中间轴：6205, d×D×B=25×52×15 低速轴：6309, d×D×B=45×100×25 轴承端盖外径：D2=D+(55.5d3； 高速轴：D2=D+

30、5d3=40+5×8=99mm 中间轴：D2=D+5d3=45+5×8=99mm 低速轴：D2=D+5d3=60+5×8=158.5mm 、轴承使用寿命的计算（Lh=t=48000h,n=1440r/min） 低速轴轴承：选用6309，Cr=40.8kN,Cor=29.8kN Fr=1231.3N Ft=2844N FNH1=1345N, FNH2=2488;F NV1=1973.1N, F NV2=741.8N Fr1= Fr2= 教材表13-6查得 =1.2 径向当量动负荷：Pr= r=1.2 2596.23=3115.476N 所以由式Cj= ，查表13-4

31、可知ft=1 =413973.7224h>48000h 故可满足预期寿命的要求。 D2=80mm D2=85mm D2=100mm Fr1=2387.92N FtA=2596.23N Pr=3115.476N 满足寿命要求 计算及说明 结果 低速轴轴承：选用6309，Cr=40.8kN,Cor=29.8kN Fr=1231.3N Ft=2844N FNH1=1345N, FNH2=2488;F NV1=1973.1N, F NV2=741.8N Fr1= Fr2= 教材表13-6查得 =1.2 径向当量动负荷：Pr= r=1.2 2596.23=3115.476N 所以由式Cj= ，查表

32、13-4可知ft=1 =413973.7224h>48000h 故可满足预期寿命的要求。 Cj=11.5kN 满足寿命要求 Fr1=2387.92N FtA=2596.23N Pr=3115.476N 满足寿命要求 计算及说明 结果 （七）、键连接的选择和校核计算（低速级） 校核低速级轴上齿轮联接键 长度为50 由于键采用静联接，冲击轻微，且其材料为钢，由表6-2可知 =（100120） ，取 =110 ，键工作长度为 ，键与轮毂键槽的接触高度为 ；由式6-1得，（机械设计） 所以上述各键皆为安全的 （八）、完成装配图： （1）、标注尺寸：参考3，标注尺寸反映其的特性、配合、外形、安装尺

33、寸。 （2）、零件编号（序号）：由重要零件，按顺时针方向依次编号，并对齐。 （3）、技术要求：参考3P107110 （4）、审图 （5）、加深 安全 课程设计手册 P95 见装配图 计算及说明 结果 三、零件图设计 （一）、零件图的作用： 作用： 1、反映设计者的意图，是设计、生产部门组织设计、生产的重要技术文件。 2、表达机器或部件运载零件的要求，是制造和检验零件的依据。 （二）、零件图的内容及绘制： 1、选择和布置视图： （1）、轴：采用主 视图和剖视图。主视图按轴线水平布置，再在键槽处的剖面视图。 （2）、齿轮：采用主视图和侧视图。主视图按轴线水平布置（全剖），反映基本形状；侧视图反映轮廓、辐板、键槽等。 2、合理标注尺寸及偏差： （1）、轴：参考机械设计指导书P113，径向尺寸