截煤机截煤部减速度器毕业设计开题报告

1、 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书目 录摘要-2第一部分 传动方案的拟定-3第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算-3第三部分 传动零件的设计计算-5 第四部分 主要尺寸及数据-12第五部分 润滑油及润滑方式的选择-13第六部分 轴的设计及校核-13结论-29参考文献-29摘 要当今世界各国齿轮和齿轮减速器向六高、二低、二化方向发展的总趋势，即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性、高传动效率；低噪声、低成本；标准化和多样化。计算机技术、信息技术和自动化技术的广泛应用，齿轮减速器技术的发展将跃上新的台阶。国内以往的设计大都是基于经验的，基于经验的设计在以往的产

2、品开发中取得了巨大的成功，但也存在一些不足，一般只能解决行不行的问题，很难解决优不优的问题，并且经验的积累需要时间，有时也不可靠。采用有限元法之后，人们把实际结构划分（或离散）为一个个的“单元”，而单元与单元之间仅在“节点”处相连，这样就把由无限个相互连接的质点所组成的真实结构，用有限个节点相连的离散单元组合体的有限元网络计算机模型所近似代替。这样的计算模型显然比较接近真实结构。目前应用最广的有限元分析软件之一ANSYS软件融结构流体、电场、磁场、声场、热传导等领域静力学、动力学及边界耦合问题分析于一体的大型通用有限元分析软件，它能与多数CAD软件及机械仿真软件接口实现数据共享和交换。利用限元

3、分析元件ANSYS对圆柱齿轮减速器的关键零部件齿轮、轴等进行了有限元静力学和动力学分析，校核了其各项性能，为优化设计提供了理论依据。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。关键词：减速器 机械设计 带式运输机计算及说明结果 第一部分 传动方案的拟定 一、传动方案1、 电动机直接由联轴器与减速器连接2、 减速器用二级展开

4、式圆柱直齿轮减速器3、 方案简图如下：原始数据如下表1-1：带拉力F（N）带速度V（m/s）滚筒直径D（mm）22001.1240第二部分 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 一、电动机的选择1、选择电动机的类型 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。 2、选择电动机的容量 ：电动机至运输带的传动总效率。 分别是联轴器、轴承、齿轮、卷筒的传动效率分别取=0.99、=0.97、=0.97、=0.99有电动机至运输带的传动总效率为： 所以 3、 确定电动机的转速 卷筒轴的工作转速为 按指导书表一，查二级圆柱齿轮减速器的传动比 ，故电动机转速的可选范围，符

5、合这一范围的同步转速有1000、1500r/min.根据容量和转速，有指导书查出 取型号：Y100L2-4 二、确定传动装置的总传动比和分配传动比 电动机型号为Y100L2-6 1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比 有公式 求得、三、计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 轴一 轴二 轴三 2、 各轴输入功率轴一 轴二 轴三 卷筒轴 3、 各轴输入转矩电动机输出转矩 轴一 轴二 轴三 卷筒轴输入转矩 1-3轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 运动和动力参数计算结果整理与下 轴名效率P(KW)转矩T(NM)转速n（r/min）输入输出输入输出电机轴2.7218.1714

6、30轴12.722.6918.1717.961430轴22.692.5817.9682.36299.16轴32.582.4882.36270.7787.47卷筒轴2.482.43270.77265.3187.47第三部分 传动零件的设计计算一、 高速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）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，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4)、选小齿轮齿数为

7、，大齿轮齿数 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 2） 计算小齿轮传递的转矩 3） 由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值=31.80mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b: 4）计算尺宽

8、与齿高比b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=9.16,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1） 确定公式内的各计算数值1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数1,;3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数

9、S=1.4,由式（10-12）得 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 0.01483所以大齿轮的数值大。（2） 设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯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所决定的承载能力，而齿面接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1.16并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数z1=24;大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触

10、疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm（3） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 按圆整后的中心距修正螺旋角 =与误差很小，即值改变不多，故等不必修改。二、 低速级减速齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）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，有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-88）3）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。 4) 选小齿轮齿数为，大齿

11、轮齿数取 2按齿面接触强度设计 由设计计算公式（10-9a）进行试算，即 （1）确定公式内的各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由表10-7选取齿宽系数 4） 有表10-6查得材料的弹性影响系数 5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限；6） 由式10-13计算应力循环次数 7） 由图10-19查得结束疲劳寿命系数 8） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得 （2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值 =54.477mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比

12、b/h 模数 齿高 5）计算载荷系数 根据，七级精度，由图10-8（机设书）查得动载系数直齿轮，假设。由表10-3查得由表10-2查得使用系数有表10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式 由b/h=10.67,查图10-13得，故载荷系数 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得 7）计算模数m 3按齿根弯曲强度设计 由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为 （1）确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限；2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数,;3） 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,

13、由式（10-12）得 4)计算载荷系数K 5)查取齿形系数 由表10-5查得 ； 6）查取应力校正系数由表10-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 所以大齿轮的数值大。(2)设计计算： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯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所决定的承载能力，而齿面接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2.5,按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数24，大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4

14、几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm （4） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 滚筒实际转速n实=n0*z1*z3/z2z4=1430*24*24/115/82=87.35r/min,误差为（n理论-n实际）/ n理论=（87.58-87.35）/87.58=0.0027（在0.005的范围内，符合要求） 第四部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:机座壁厚机盖壁厚机座凸缘厚度b=12mm机盖凸缘厚度b1=12mm机座底凸缘厚度b2=20mm地脚螺钉直径df=M20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M16 机盖与机座连接螺栓直径d2=M12 轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径

15、d=9mm 大齿轮顶园与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 齿轮2端面和齿轮3端面的距离 轴承端盖和齿轮3端面的距离 轴承端盖凸缘厚度 t=9.6mm第五部分 润滑油及润滑方式的选择1、齿轮润滑此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度：<12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。1. 轴承润滑滚动轴承在本设计中均采用深沟球轴承。因为最大齿轮的速度,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查机械课程设计选用1号通用

16、锂基润滑脂（GB 7324-87）。第六部分 轴的设计一 高速轴的设计1、 选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2、 初步计算轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 在第一部分中已经选用的电机Y132M2-6,D=38。查指导书P128，选用联轴器LH3，故。 3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：V （2）各轴的直径和长度 1）、联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配

17、合的毂孔长度L=82mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故； 2）、初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承6008，故,； 3）、当直径变化处的端面是为了固定轴上零件或承受轴向力时，则直径变化值要大些，一般可取6-8mm,故，L4=98mm 4）、当轴径变化仅为了装配方便或区别加工表面时，不承受轴向力也不固定轴上零件的，则相邻直径变化较小，稍有查遍几颗，其变化应为1-3，即 ，； （3）轴上零件的轴向定位 半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接，查表选用键为滚动轴承与轴的轴向定位采用过度配合保证，选用直径尺寸公差m6。（4）确定

18、轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。（5）求轴上的载荷 1）、求轴上的力 圆周力的方向如下图所示：首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置， b=140mm，c=54mm，确定危险截面 总弯矩 扭矩 （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×5=24000 由所选轴承系列6008，可查表知额定动

19、载荷C=17KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6008（8）键的校核 1）选用键的系列 T=33.68N·m 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=42mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=3.5有式 ，所以合适4、轴的精确校核（1）根据分析可得V截面为危险截面。所以校核V截面左右两面。 1)、V截面左面 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： V 左面弯矩M为： 扭矩：T=33670N·mm 弯曲应力： 扭转切应力：轴选择45钢，查表15-1

20、得=640Mpa, ,截面由于轴肩形成的理论应力集中系数查表3-2得 =1.90 =1.30又由图3-1得敏性系数 应为有效应力集中系数按式 由附图3-2得：由附图3-3得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及式3-12a得 又由§3-1和§3-2得碳钢的特性系数 所以安全系数：按式15-615-8得 2)、V截面右面抗弯截面系数： 抗扭截面系数： V 左面弯矩M为： 扭矩：T=33670N·mm 弯曲应力： 扭转切应力： 查附表3-8得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 所以V截面安全。 二 中速轴的设计1、

21、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。2、 初步计算轴的最小直径根据表15-3，取，于是有 选定。3、轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）根据，选用深沟球轴承6208，尺寸参数得mm，为了使齿轮3便于安装，故取，轴承第三段启轴向定位作用，故，第四段装齿轮2，直径；2）第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的尺宽略小，所以，由设计指导书得。（3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位都采用普通平键连接，根据，查表6-1得第二段键的尺寸为，第四段键尺寸为，滚动轴承与轴采

22、用过度配合来保证，选用直径尺寸公差m6； （4）轴上零件的轴向定位 轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖和挡油板定位，齿轮用挡油板与轴肩定位；（5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知 圆周力的方向如下图所示：T=189.55 力矩图如下由力和力矩平衡得： 水平 所以 , 竖直 所以 , 所以危险截面B 截面C （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 综上所述，校核危险截面B、C，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计

23、寿命 L=2×8×300×5=24000 由所选轴承系列6208，可查表知额定动载荷C=29.5 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6208（8）键的校核齿轮2上的键 1）选用键的系列 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=28mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 ，所以合适齿轮3上的键3）选用键的系列 4）键、轴和轮毂的材料都是钢，轴和轮毂的材料是钢，由教材查得许用应力，取=110MPa，键的工作长度L=L-b=58mm，

24、键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4有式 ，所以合适4、轴的精确校核（1）根据分析可得截面为危险截面。所以校核截面左右两面。 1)、截面右面 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 左面弯矩M为： 扭矩：T=137350N·mm 弯曲应力： 扭转切应力：轴选择45钢，查表15-1得=640Mpa, ,截面由于轴肩形成的理论应力集中系数查表3-2得 =2.05 =1.64又由图3-1得敏性系数 应为有效应力集中系数按式 由附图3-2得：由附图3-3得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及式3-12a得 又由§3-1和§3-2得

25、碳钢的特性系数 所以安全系数：按式15-615-8得 2)、截面左面抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 左面弯矩M为： 扭矩：T=137350N·mm 弯曲应力： 扭转切应力： 查附表3-8得轴磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 所以截面安全。三 低速轴的设计1、选择轴的材料该轴同样选取45号钢、调质处理。查表得：许用弯曲应力，屈服极限。 2、初步确定轴的最小直径 当轴的支承距离为定时，无法有强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式： ，选用45号调质钢，查机设书表15-3，得 初选联轴器LH4，初定轴的最小直径3、轴的结构设计 （1）拟

26、定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案： （2）各轴的直径和长度 1）联轴器采用轴肩定位，半联轴器与轴的配合的毂孔长度L=112mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 2）初步确定滚动轴承 因轴承受径向力和轴向力作用，高速转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承6012，故,为了便于齿轮安装，为了使齿轮有较好的轴向定位，取，； 轴承B=18mm，为了便于安装，其他长度用轴2的计算方法求得， 3）轴上零件的轴向定位 齿轮的轴向定位采用普通平键连接，根据，选择轴上的键为，根据，选择与轴段7的键为，滚动轴承与轴采用过度配合来保证，直径公差m6； 4）轴上零件的轴向定位 轴承采

27、用凸缘式端盖和套筒、轴肩来定位，齿轮轴向定位则采用轴肩与套筒定位； 5）确定轴向圆角和倒角尺寸 参照表，去轴端倒角，各轴肩出圆角半径为1mm。 （6）求轴上的载荷 1）求轴上的力 已知 圆周力的方向如下图所示：首先根据轴的结构图作出以上受力分析图，确定危险截面 载荷 水平面H 垂直面V 总弯矩 扭矩 （6）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据式（15-5）及商标所给数据，并取a=0.6 其中 前面以选定轴的材料为45（调质），查15-1得，因此安全。（7）轴承寿命的计算1）已知轴承的预计寿命 L=2×8×300×5=24000 由所选轴承系列6012，可查表知额定动载荷C=31.5KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命