机械设计课程设计报告说明书

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1、.目录一设计任务书2二 传动方案的分析3三 电动机的选择，传动装置的运动和动力参数计算4四传动零件的设计计算8五轴的计算13六 轴承的选择和校核17七 联轴器的选择18八键联接的选择和校核19九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择20十 减速器箱体设计及的选择和说明21十一设计小结25参考资料26一 设计任务书一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计二、主要容 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；机体构造及其的设计；绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进展设计辩论。三、具体要求原始数据

2、：运输带线速度v =0.75m/s 运输带牵引力F= 4100N驱动滚筒直径D= 275 mm工作条件：使用期5年，双班制工作，单向传动；载荷有轻微振动；运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。二 传动方案的分析传动方案见图如下：1 电动机，2弹性联轴器，3两级圆柱齿轮减速器，4高速级齿轮，5低速级齿轮 6卷筒方案分析:由计算可知电机的转速的围为:416.6962083.48r/min.由经济上考虑可选择常用电机为1000r/min .功率为4kw.又可知总传动比为18.4.如果电机输出轴上采用带传动,再连接减速箱，则减速器的传动比为510,在这个传动比下，用二级圆柱齿轮减速器则传动比太小,而一级齿轮

3、减速器则有点过大,从而使得齿轮过大,箱体也随之增大大.因此，该减速传动装置不采用带传动而是直接用联轴器将电机轴与齿轮轴相连,因有轻微振动,所以选用弹性联轴器与电机相连.两级展开式圆柱齿轮减速器的特点及应用：构造简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可局部地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。 两级同轴式圆柱齿轮减速: 特点及应用：减速器横向尺寸较小，两对齿轮浸入油中深度大致一样。但轴向尺寸大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，使载荷沿

4、齿宽分布不均匀，高速级齿轮的承载能力难于充分利用。从性能和尺寸以及经济性上考虑选择两级展开式圆柱齿轮减速.且采用直齿圆柱齿轮。卷筒和输出轴直接通过联轴器相连,这样可以减少能量的损耗.三 电动机的选择，传动装置的运动和动力参数计算（一） 电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量1工作机卷筒上计算功率PwPw = Fv/1000 =4100 * 0.75/1000 =3.075kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的工作功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3，分别为滚动轴承、弹性联轴器，闭式齿轮传动设齿

5、轮精度为7级的传动效率，由1表1 P7及P12可查得1 = 0.99，2 = 0.99，3 = 0.97，则传动装置的总效率为总=132232= 0.993* 0.982* 0.992 =0.89482.8/0.877=3.437kw3.选择电动机转速由1表1推荐的传动副传动比合理围 联轴器传动 i联=1 两级减速器传动 i减=840则传动装置总传动比的合理围为 i总= i联i齿1i齿2 i总=1840=840又卷筒的工作转速为nw=60*1000*0.75/3.14*27552.087r/minnd=i总nw=840nw=8nw40nw=416.6962083.48r/min根据电动机所需功

6、率和同步转速，查1 P145 Y系列三相异步电动机技术数据，符合这一围的常用同步加速有750、1000、1500。选用同步转速为1000r/min，选定电动机型号为Y132M1-6。二传动装置总传动比确实定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=960/52.08718.4式中nm-电动机满载转速 nw-工作机的转速2.分配传动装置各级传动比i总=i1i2分配传动比时，对于展开式二级圆柱齿轮减速器，主要考虑满足浸油润滑的要求，由1P17 图12可查得i1=5.3减速器的总传动比为18.4.所以低速级传动比为3.47三运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算n0= nm

7、=960r/minn= nm / i联=960r/minn= n/ i1=960/5.3=181.13 r/minn= n/i齿2=181.12/3.47=52.199r/min2.各轴输入功率P= Pd01= 3.437*0.99=3.369kwP= P12 =3.369*0.97*0.99=3.235kwP= P23 =3.235*0.97*0.99=3.107kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550*3.437/960=34.2T = 9550P/n=9550*3.369/960=33.86T = 9550P/n = 9550*3.235/181.13=172.33T

8、 = 9550P/n = 9550*3.107/52.199=574.25表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 工程轴号功率转速转矩传动比 0轴3.43796034.21轴3.36996033.865.3轴3.235181.13172.333.47轴3.10752.19574.25四 传动零件的设计计算1 高速级齿轮传动的校验计算1齿轮的主要参数和几何尺寸 模数m=2，齿数Z1=23，Z2=122; 分度圆直径 d1=46,d2=244; 中心距 a=145; 齿宽b1=50,b2=45;齿数比 u=5.3; z1齿宽与齿高之比 b/h=50/(2.25m)=11.1 圆周速度=2.31m/

9、s(2) 齿轮的材料和硬度小齿轮材料为40cr调质，硬度为280HBS 大齿轮材料为45调质，硬度为240HBS3许用应力由2图10-21d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 由2式10-13计算应力循环次数：N1=60n1jLh=609601283005=1.382109=0.261109 根据应力循环次数，由2图10-19选取接触疲劳寿命系数KHN1 = 0.90KHN2 =1，取失效概率为1%,平安系数S=1，由2式10-12得接触疲劳许用应力：H1= =0.90600/1=540MPaH2= =1550/1=550 MPa 由2图10

10、-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa，380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.89，取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式10-12得弯曲疲劳许用应力为： F1= 0.85*500/1.4=303.57MPaF2= 0.89*380/1.4=241.57MPa4小齿轮转矩 由上文知，小齿轮转矩 T1=33.86 N.m5载荷系数 由圆周速度V=2.31m/s,齿轮精度等级为7级，查2图10-8得动载荷系数Kv=1,因为是直齿轮，所以由P193表10-3查得1，由表10-2查得使用系数，根据b/h=11.1，由表P194查得KH=1.423，由此再根据图10-13，得KF=1

11、.35，故总的载荷系数:K=KAKVKHKH=1111.423=1.423K=KAKVKFKF=1111.35=1.35(6)齿面接触疲劳强度计算 由2式10-8a接触疲劳强度校核计算公式式中 Ft=2T1/d1d=b/d1 ；又由P198表10-6查出弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/27齿根弯曲疲劳强度计算 由式5a得根据2 P197 表10-5查出齿形系数 YFa1=2.65，YFa2=2.25应力校正系数YSa1=1.58，YSa2=1.81，由此计算出 ， 因大齿轮更平安，故校核小齿轮即可。校核结果是齿轮的齿根弯曲强度裕度较大，但因是传动齿轮，模数不能再取小，故维持原设计结果不

12、变。2 低速级齿轮传动的校核计算(注：此处计算因书写习惯均以符号Z1代替Z3，Z2代替Z4)1齿轮的主要参数和几何尺寸 模数m=2.5，齿数Z1=37，Z2=129; 分度圆直径 d1=92.5,d2=322.5; 中心距 a=207.5; 齿宽b1=100,b2=95; 齿数比 u=3.14; Z1齿宽与齿高之比 b/h=100/(2.25m)=17.78 圆周速度 =0.877m/s(2) 齿轮的材料和硬度小齿轮材料为40cr调质，硬度为280HBS 大齿轮材料为45调质，硬度为240HBS3许用应力由2图10-21d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

13、限550MPa 由2式10-13计算应力循环次数：N1=60n1jLh=60181.131283005=0.262109=0.076109 根据应力循环次数，由2图10-19选取接触疲劳寿命系数KHN1 = 1.01KHN2 =1.07，取失效概率为1%,平安系数S=1，由2式10-12得接触疲劳许用应力：H1= =1.01600/1=606MPaH2= =1.07550/1=588.5 MPa 由2图10-20C得齿轮弯曲疲劳强度极限500MPa，380MPa由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.89，0.92，取弯曲疲劳平安系数S=1.4，由式10-12得弯曲疲劳许用应力为： F1= 0.8

14、9*500/1.4=317.86MPaF2= 0.92*380/1.4=249.71MPa4小齿轮转矩 由上文知，小齿轮转矩 T=172.33 N.m5载荷系数 由圆周速度V=0.877m/s,齿轮精度等级为7级，查2图10-8得动载荷系数Kv=1,因为是直齿轮，所以由P193表10-3查得1，由表10-2查得使用系数，根据b/h=17.78，由表P194查得KH=1.425，由此再根据图10-13，得KF=1.45，故总的载荷系数:K=KAKVKHKH=1111.425=1.425K=KAKVKFKF=1111.45=1.45(6)齿面接触疲劳强度计算 由2式10-8a接触疲劳强度校核计算公

15、式式中 Ft=2T1/d1d=b/d1 ；又由P198表10-6查出弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/27齿根弯曲疲劳强度计算 由式5a得根据2 P197 表10-5查出齿形系数 YFa1=2.52，YFa2=2.175应力校正系数YSa1=1.625，YSa2=1.793，由此计算出 ， 因大齿轮更平安，故校核小齿轮即可。校核结果是齿轮的齿根弯曲强度裕度较大，但因是传动齿轮，模数不能再取小，故维持原设计结果不变。五 轴的计算因轴强度的校核方法完全一样，故在此仅对低速级输出轴进展强度的校核计算，其余两轴仅给出构造简图。1高速轴构造如图1所示，因小齿轮较小，而轴径又足够大，故将小齿轮直接在

16、轴上加工，将高速轴做成了齿轮轴 图12 中间轴构造如图2所示图23 低速轴构造如图3所示图3将低速轴进展简化，并标出轴的跨度和齿轮在轴上的位置及轴的受力情况，画出如图4所示力学模型 图4按弯扭合成强度校核轴径齿轮上圆周力 FT 2T3d574.2510002322.53561.24N径向力 FrFttan3561.2tan201296.17N 支点与齿轮间距离 L1=128.5 L2=741作垂直面的受力分析及弯矩图 支点反力为FVAL2FrL1L21296.1774128.574473.66 N FVcL1FrL1L21296.17128.5128.574822.5 NB-B截面的弯矩 MV

17、B左FVAL1473.66 MVB右FVCL2822.57460865N.mm(2)作水平面的受力分析和弯矩图支点反力为FHAL2FTL1L23561.2474128.5741301.39N FHcL1FTL1L23561.24128.5128.5742259.85N B-B截面的弯矩 MHB左FHAL11301.39128.5167228.615 N.mm MHB右FHCL22259.8574167228.9 N.mm(3) 合弯矩 Me左MHB左2MVB左2 12167228.615260865.31212177960.66 N.mmMe右MHB右2MVB右2 12167228.92608

18、65212(4)作转矩图。 T3574250N.mm5求当量弯矩。取修正系数0.6MeM2T212177960.8220.6574250212387794.73 N.mm校核危险截面强度。eBMeW387794.730.158319.875MPa查2表15-1得=60mpa得知 满足1b 60MPa的条件 故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量,是平安的。六 轴承的选择和校核1轴承的选择根据各轴的轴径，在依据尽可能少的选择不同尺寸的标准件的原则，所以，每根轴所用轴承一样，三根轴的类型，系列一样。由1 P121轴承表可得高速轴所选轴承为6207，中间轴所选轴承为6206，低速轴所选轴承为6211

19、2 选取一对轴承，进展寿命计算，校核其是否符合工作要求1根据滚动轴承代号6211，查出根本额定动载荷和根本额定静载荷Cr=43.2KN Cor=29.2KN2画出轴的受力简图。求出轴承径向支反力、a垂直平面支反力、= FVA=473.66N= FVc=822.5Nb水平面支反力、=FHA=1301.39N= FHC=2259.85Nc合成支反力、=N=2404.88N3计算轴承的当量动载荷、由于Fa=0查2表13-5 ：*11,Y10，*21,Y20查2表13-6取载荷系数 1.1P1=1.11384.9=1523.39NP21.12404.88=2645.368N4校核所选轴承由于两支承用一

20、样的轴承，故按当量动载荷较大的轴承P2计算，查2表13-6取载荷系数 1 ，查2表13-4取温度系数 1 ，计算轴承工作寿命：=1390527.3h预期工作寿命L=283005=24000h显然，轴承寿命远远大于设计要求寿命。结论：所选的轴承满足寿命要求。七 联轴器的选择根据轴径及构造需要，选择弹性柱销联轴器，具体选择情况如下：型号公称扭矩Nm许用转速rmin轴径mm轴孔长度mmDmmLH363050003060160LH4125040004584195八 键联接的选择和校核1 键的选择因无构造性能上的特殊要求，应选用普通圆头平键。根据轴径大小与轮毂长度，查1 表6-1 P117，得高速轴上与

21、联轴器相连平键bh=87，L=56; 中间轴上与Z2相连平键bh=108，L=40；与Z3相连平键bh=108，L=90低速轴上与联轴器相连平键 bh=149，L=80; 与齿轮相连平键bh=1811，L=90 2键的校核同前面零件的强度计算一样，只选取低速轴上平键进展校核。因为是普通平键的静连接，因此只按工作面上的挤压应力进展强度校核计算。前面算得大齿轮宽度 95 ,根据键的长度系列选键长L=90mm 。(查1表6-1)。 键，轴，轮毂的材料都为钢，查表6-2得许用挤压应力p=100120Mpa,取p=100Mpa.键的工作长度 =Lb=90-18=72mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5

22、h=0.511=5.5mm由式6-1得=50Mpa p=100Mpa.所以所选用的平键强度足够。九 减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，应选择浸油润滑。由于低速级周向速度低，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为30mm。2滚动轴承的润滑减速器采用滚动轴承，所以轴承的润滑方法可以根据齿轮的圆周速度来选择：圆周速度在2ms3ms以上时，可以采用飞溅润滑。把飞溅到箱盖上的油，聚集到箱体剖分面上的油沟中，然后流进轴承进展润滑。飞溅润滑最简单，在减速器中应用最广。这时，箱的润滑油粘度完全由齿轮传动决定。圆周速度在2m/s3m/s以下时，由于飞溅的油量不能

23、满足轴承的需要，所以最好采用刮油润滑，或根据轴承转动座圈速度的大小选用脂润滑或滴油润滑。利用刮板刮下齿轮或蜗轮端面的油，并导入油沟和流入轴承进展润滑的方法称为刮油润滑。3 润滑油的选择根据1P131 常用润滑油类型表 查得，齿轮选用普通工业齿轮油，标准号SH0357-91(二)减速器密封1.轴端密封选用凸缘式端盖易于调整，外伸轴采用透盖加毡圈油封，无外伸轴采用闷盖。高速轴：与之组合的轴的直径是34mm，查1表15-8P143，选d=32mm毡圈油封中间轴：无需密封圈低速轴：与之配合的轴的直径是50mm，查2表15-8P143，选d=49mm 选毡圈油封2.箱体结合面的密封可采用密封胶或水玻璃在

24、结合面进展密封。十 减速器箱体设计及的选择和说明一箱体主要设计尺寸名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚0.025*207.5+36.0758箱盖壁厚8=0.8*8=6.48箱座凸缘厚度1.5812箱盖凸缘厚度1.5812箱座底凸缘厚度2.5820地脚螺栓直径0.036a+120.036*207.5+12=19.4720地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径0.7520=1516箱盖与箱座联接螺栓直径0.5*20=1010联接螺栓d2的间距l150200160轴承端盖螺钉直径(0.4-0.5)df0.4*20=88定位销直径0.70.8108、至外箱壁距离查1 p27表4262216、至凸缘边缘距离查

25、1 p27表42414轴承旁凸台半径R1=C220凸台高度作图得到47外机壁至轴承座端面距离22+20+850大齿轮顶圆与箱壁距离1.28=9.610齿轮端面与箱壁距离101510箱盖、箱座筋厚、0.85877二附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖其构造见1 p134其尺寸选择为：2.通气塞和通气器通气器构造见【1】p135，选用提手式通气器3.油标、油尺由于杆式油标构造简单，应用广泛，选择杆式油标尺，其构造见1 p133其尺寸选择为:M124.放油螺塞其构造见【1】p134其尺寸选择为:M16*1.55.起吊装置选择箱盖吊环和箱座吊钩，具体构造见p1346.定位销 由1P118 查得，选择圆锥销，

26、公称直径d=87 启盖螺钉因剖封面上用密封胶或水玻璃加以密封，为便于拆装，可在凸缘上加装一颗启盖螺钉，启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端部要做成圆柱形，大倒角或半圆角，以免顶坏螺纹。十一 设计小结这次机械设计课程设计题目是?带式运输机减速传动装置的设计?。在几个星期的设计过程中，我深刻明白了一个简单机械设计的过程，知道了一个设计所必须要准备些什么，要怎样去安排工作，并学习了机械设计的一般方法，掌握了机械设计的一般规律；通过这次课程设计，也培养了我综合运用机械设计课程及其他相关课程的理论与生产实际相结合来分析和解决机械设计问题的能力；使我学会了怎样去进展机械设计计算、绘图、查阅

27、资料和手册、运用标准和规。还有就是激发了我的学习兴趣，起到了一种鼓励奋斗的作用，让我加深了对课堂所学容的理解和掌握。在这次机械设计课程设计中，我遇到了很多问题，但同学间的讨论和教师的指导对我起了很大的帮助。通过自己在设计中所遇到的困难，让我明白了要做好一个设计是一件不容易的事，除了必须要有丰富的知识和实践经历外，还必须要有一个好的导师。这次课程设计让我看到了同学间的奋斗努力，能让我们很好地回忆以前所学习的理论知识，也明白了只有在学习好理论知识的根底上才能做好设计，让我更加注重理论知识的学习并注意回到实践中去。在这次设计中自己还有诸多缺乏，比方没有很好地把握设计时间的分配，对前面传动方案确实定和传动件的设计所花时间太长；在装配草图设计、装配工作图设计中效率较低；对AutoCAD制图的不熟悉也导致了绘图速度缓慢；设计思维不严谨，没有很好地熟悉一些理论知识，使得对于*些参数确实定出现了困难等。这些问题的出现让我更加深刻的了解了设计的过程，积累了一定的设计的经历，为今后工作打下了根底。参考资料1西华大学机械设计机械原理教学组主编，?机械设计课程设计指导书? 20212 濮良贵主编.?机械设计?第八版.高等教育 2006.1