机械设计说明书 正式.doc

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1、课程设计说明书 课 程 名 称: 机械设计课程设计 课 程 代 码: 题 目: 带式运输机的减速传动装置设计 学 生 姓 名: 冯海清 学 号: 6 年级/专业/班: 05级机制3班 学院(直属系) : 机械工程与自动化学院 指 导 教 师: 柳在鑫 目 录摘要-2第一部分 传动装置的总体设计-3第二部分 传动零件的设计计算-5第三部分 轴的设计-13第四部分 主要尺寸及数据-24结论-25参考文献-25 摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实

2、际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。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 带式运输机 机械设计计算及说明结果 第一部分 传动装置的总体设计 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

3、用二级展开式圆柱直齿轮减速器3、 方案简图如下：二、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 有电动机至运输带的传动总效率为： 分别是轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率分别取=0.98、=0.97、=0.99、=0.96 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，符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min. 根据容量和转速，有指导书查出 取型号：Y132M2-6 三、确定传动装置的总传动比和分配传动比 电

4、动机型号为Y132M2-6 1、 总传动比 2、 分配传动装置传动比 有公式 求得、四、计算传动装置的运动和动力参数 1、计算各轴转速 轴1 轴2 轴3 2、 计算各轴输入功率轴1 轴2 轴3 卷筒轴 3、 计算各轴输入转矩电动机输出转矩 1-3轴的输入转矩 轴1 轴2 轴3 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 效率P(KW)转矩T(N*M)转速n（r/min）输入输出输入输出电机轴4.9148.84960轴14.864.7648.3447.37960轴24.624.53189.55185.75232.73轴34.394.

5、30571.77560.3373.34卷筒轴4.264.17554.73543.6473.34第二部分 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255HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。二者材料硬度差为35HBS。 4)、选小齿轮齿数为，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

6、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 =47.7mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比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-

7、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=10.24,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,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1

8、0-5查得 ； 7）计算大、小齿轮的并加以比较 小齿轮的数值大。（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1.7457并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得分度圆直径，算出小齿轮齿数 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 几何尺寸计算 （1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 mm 圆整得140mm（3

9、） 计算齿轮宽度 取； 5 验算 ，合适二、 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250HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS。二者材料硬度差为30HBS。 4)、选小齿轮齿数为，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

10、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 =70.538mm 2）计算圆周速度v 3）计算尺宽b 4）计算尺宽与齿高比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

11、由b/h=12.447,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,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 小齿轮的数值大。(2)设计计算： 对比

12、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，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 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 ，合适第三部分 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

13、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： （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=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，

14、高速转速较高，载荷大，故选用深沟球轴承6208，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，mm； 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

15、结构图作出以上受力分析图，确定轴承的支撑点位置，a=97mm，b=152.5mm，c=60.5mm，确定危险截面 载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M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=283005=24000 由所选轴承系列6208，可查表知额定动载荷C=29.5KN 2)当量动载荷P 查表得=1.13）演算轴承寿命 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6208（8）

16、键的校核 1）选用键的系列 T=48.38N*mm 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=62mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=3.5有式 ，所以合适 二 中速轴的设计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6209，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

17、，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与套筒定位，齿轮用套筒与轴肩定位；（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：由力和力矩平衡得： 水平方向 所以 , 竖直方向 所以 ,T=18

18、9.55 力矩图如下： 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）已知轴承的预计寿命 L=283005=24000 由所选轴承系列6209，可查表知额定动载荷C=31.5 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6209（8）键的校核齿轮3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

19、=L-b=56mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5有式 ，所以合适齿轮2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=36mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5有式 ，所以合适三 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

20、的最小直径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）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，其他长度有轴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m

21、6； 4）轴上零件的轴向定位 轴承采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支持力F弯矩M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=28

22、3005=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 所以该轴承寿命符合要求，确定深沟球轴承6012（8）键的校核 齿轮4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=50mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=6有式 ，所以合适 与联轴器相连的键 3）选用键的系列 4）键的工作长度L=L-b=56mm，键与轮毂、键槽的接触高度K=0.5h=4.5 所以合适 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

23、=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=M16地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12 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d=10mm 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 所有轴承都用油脂润滑 轴承端盖和齿轮3端面的距离 轴承端盖凸缘厚度 t=8mm 总结机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了4周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会

24、出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。本次设计由于有参考指导书，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。 【参考文献】机械设计机械原理教学组机械设计课程设计指导书 2006年元月濮良贵、纪名刚机械设计（第七版） 高等教育出版社 2001年孙桓、陈作模机械原理（第六版） 高等教育出版社 2001年第 页确定了传动方案，减速器的类型为二级展开式圆柱直齿轮减速器=0.82、n=73.338r/min电动机型号Y132M2-6选用直齿圆柱齿轮传动选用深沟球轴承6208公差m6倒角圆角半径1mm选用深沟球轴承6209第二段键第四段键倒角圆角半径为1mm键键深沟球轴承6012直径公差m6齿轮4联轴器上键b=12mmb1=12mmb2=20mmdf=M16n=4d1=M12d2=M12d3=M8d=10mmt=8mm