机械设计课程设计说明书(范文)(共32页).doc

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1、精选优质文档-倾情为你奉上目录专心-专注-专业设 计 任 务 书一、课程设计题目设计带式运输机传动装置（简图如下）1.原始数据：数据编号61运输机工作轴转矩T（Nm）820运输机带速v(m/s)0.85卷筒直径D（mm）3402.工作条件：1）每天一班制工作，每年工作300天，使用年限10年，大修期3年；2）连续单向回转，工作时有轻微振动，运输带允许速度误差5；3）室内工作，环境中有粉尘；4）生产厂加工78级精度的齿轮；5)动力源为三相交流电；6）小批量生产。二、课程设计任务1传动装置设计计算（总体设计及传动件及支承的设计计算）；2减速器装配草图设计（1张A1图纸手绘）；3减速器装配图设计（1

2、张A1图纸打印）；4减速器零件图设计（2张A3图纸打印，包括低速级大齿轮和低速轴）；5减速器三维造型（光盘1个）。 三已给方案1外传动机构为V带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。高速级用斜齿圆柱齿轮，低速级为直齿圆柱齿轮。两级齿轮的材料均为45号钢( 需要调质和正火 )。第一部分 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减速器为展开式两级圆柱齿轮减速器。采用斜齿圆柱齿轮。方案简图如下：二、该方案的特点分析该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能发挥其传动平稳，缓冲吸振和过载保护的特点。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

3、，价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分采用的是二级展开式圆柱齿轮减速器。二级闭式齿轮传动，能适应在繁重及恶劣的条件下长期工作，且使用维护方便。该种减速器结构简单，但齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离扭矩输入端的一边，这样轴在转矩作用下产生的扭转变形将能减缓轴在弯矩作用下产生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，此外还具有结构简单、尺寸紧凑、成本低，传动效率高的特点 。计算及说明结果三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机，电压380V）1选择电

4、机容量已知运输带工作转矩T=820Nm，运输机带速V=0.85m/s 工作电机所需功率为Pw=FV/1000kW =4.1kW传动装置总效率=0.824查表可知:V带传动效率,闭式齿轮传动效率,滚动轴承传动效率(一对) ,联轴器效率=0.99，传动滚筒=0.96，代入得0.824所需电动机功率为4.974kW 因载荷较为平稳,电动机额定功率略大于4.85kW 即可,查表,选用电动机额定功率为5.5kW2选择电动机转速 滚筒转速47.75r/min 通常,V带传动的传动比范围为;二级圆柱齿轮减速器为； 则总传动比范围是,故电动机转速的可选范围为 =859.56876r/min符合这一范围的同步转

5、速有1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸,重量,价格和总的传动比,最终选择电动机型号为Y132S-4，技术数据:满载转速1440 r/min, 额定转矩/最大转矩2.2kNm,重要外形尺寸:中心距地高H=132mm,电机轴直径D=38mm。Pw=4.1kW=0.8244.,974 kWnw=47.75r/min电动机型号Y132S-4计算及说明结果电动机型号额定功率满载转速轴直径D轴长度L中心高HY132S-45.5Kw1440r/min38mm475mm132mm四、各级传动比的分配总的传动比为: 1440/64.598=30.16查表2-1取V带传动的传动比为3,取两级圆柱齿

6、轮减速器高速级的传动比为4.478则低速级的传动比为2.589五、计算传动装置的动力和运动参数1各轴转速1440 r/min2各轴输入功率（kW）4.974kW3各轴输入转矩（Nm）4各轴运动和动力参数汇总编号功率P/kW转速n/(r/min)转矩/(N.m)传动比效率电动机轴4.974144032.9872.840.954.72550789.003.990.96034.538127341.242.660.96034.35847.75871.610.99卷筒轴4.27142.75854.2总传动比30.16计算及说明结果第二部分 V带传动设计V带传动设计 已知外传动带选为普通V带传动1.确定计

7、算功率：由机械设计( P156)表8-7查得工作情况系数 2、选择V带型号根据、查图8-11机械设计选A型V带。（=112140mm）3.确定带轮的基准直径（、）并验算带速V 1)初选小带轮的基准直径:由表8-6和表8-8(P157),取小带轮的基准直径=125mm,且,即电机中心高符合要求 2)验算带速v: 按式在(5-30)m/s范围内,故带速合适. 3)计算大带轮的基准直径. 根据表8-8,取标准数4.确定中心距和带长Ld1)初选中心距 初定2)求带的计算基准长度由表8-2取带的基准长度Ld=1800mm3)计算中心距:a 500+ =510mm选择带型为A型Ld=1800510mm计算

8、及说明结果从而确定中心距调整范围510+0.=564mm510-0.=483mm5.验算小带轮包角 6.确定V带根数Z 1)计算单根V带的额定功率 由=125mm,n1=1440r/min ,查表8-4a得=1.910kW 由 n0=1440r/min,传动比为2.84,A型带,查表8-4b得P0=0.17kW 查表8-5得=0.928,表8-2得=1.01 于是1.95kW2)计算V带根数Z 2.82 取Z=3根 7计算单根V带初拉力最小值 其中q由表8-3查得 8计算对轴的压力最小值 23174sin15221013N9确定带轮的重要结构尺寸 小带轮基准直径dd1=125mm，采用实心式结

9、构。大带轮基准直径dd2=355mm，采用孔板式结构.由A型带，根数Z=3，查表8-10，可计算大带轮轴向厚度取L=80带数：3根1013NL=80mm计算及说明结果第三部分 齿轮的结构设计一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮） 两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 高速轴实际转速 1.齿轮的材料，精度和齿数及螺旋角的选择因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用7级精度。材料按题目要求，都采用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，硬度200HBS，小齿轮调质，硬度240HBS，均为软齿面。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。考虑传动平稳性，齿数宜取多些，初取=25 则10

10、0初选螺旋角2.按齿面接触强度设计，即 （1） 确定公式内的各计算数值1） 试选=1.62） 由图10-30机械设计选取区域系数=2.433=25计算及说明结果 由非对称布置，由表10-7取齿宽系数 由图10-26查得=0.78，=0.87，则=+=1.653） 由表10-6查得材料的弹性影响系数4） 齿数比5） 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限320Mpa6） 计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力 由图10-19取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为 （2） 计算 将上述有关值代入 得结果 高速级小

11、齿轮的圆周速度 齿宽b 模数 2.33mm mm纵向重合度 =637MPa=383.8MPa510.4MPa计算及说明结果（3） 修正由使用系数，根据v=1.53m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 则 3按齿根弯曲强度设计，即 （1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数 3）计算当量齿数 由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 4）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限计算及说明结果 6)

12、计算大.小齿轮的,并加以比较 经计算=0.01599=0.02302,所以应代入较大值参与运算. 7)转矩T1=89.00Nm (2)计算 将上述相关数据代入 结果为 (3)修正 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,所以可取由弯曲强度算得的模数2并就近圆整为标准值mn =2mm.。结合按接触强度算得的小齿轮分度圆直径,算出小齿轮的齿数 大齿轮齿数3.9932=128 中心距164.90mm 将中心距圆整为165mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 小齿轮分度圆直径66.0mm 大齿轮分度圆直径 计算齿轮宽度66.0mm 圆整后取=66mm, mn = 2mm128165m

13、m计算及说明结果二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）输入功率P1=4.47kw，低速级齿轮的转动比为2轴(中间轴)的实际转速1. 齿轮的材料，精度和齿数选择 因运输机为一般工作机器，传递功率不大，转速不高，故可以选用8级精度。材料按题目要求，选择小齿轮材料为45钢（调质和正火），硬度240HBS，大齿轮45钢（调质和正火），硬度200HBS，均为软齿面，两者材料硬度差为40HBS。软齿面闭式传动，失效形式主要为疲劳点蚀。小齿轮齿数初取=25,则2.按齿面接触强度设计,即 (1)确定公式内的各计算数值1)试选=1.62)因为为非对称布置，由表10-7取齿宽系数3)由表10-6查得材料的弹性影响

14、系数4)齿数比5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa，大齿轮的接触疲劳强度极限315Mpa6)计算应力循环次数，求出接触疲劳许用应力 由图10-19取接触疲劳寿命系数取失效概率为1%，安全系数S=1，则许用接触应力为 721.5Mpa=25=67计算及说明结果 (2) 计算 将上述有关值代入 得结果 低速级小齿轮的圆周速度 齿宽b 模数 mm (3)修正由使用系数，根据v=0.57m/s，7级精度，由图10-8查得动载荷系数，由表10-4查得，由图10-13查得，由表10-3查得所以载荷系数按实际的载荷系数矫正所得的分度圆直径 则 3按齿根弯曲强度设计，即 V=

15、0.57m/s计算及说明结果（1）确定计算参数 1）计算载荷系数 2）由表10-5查取对应的齿型系数和应力校正系数 3）确定许用弯曲应力 由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳极限；大齿轮的弯曲疲劳极限 由图10-28取弯曲疲劳寿命系数， KFN2=0.95 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,则许用弯曲应力可由下式计算为 4)计算大.小齿轮的,并加以比较经计算=0.01607dmin，2段前部应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d1=34mm的毡圈，故取2段34mm后部分与轴承配合，该轴轴段3安装轴承7207AC和挡油环,故该段直径为35mm，通过公差选取不一样控制。轴承成对使用，d5=3

16、5mm。5段与齿轮配合，考虑到齿轮的轴向定位，取d3=40mm，4段为轴肩，取d4=50mm，3段不装任何零件，但考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比例协调,取为34mm。（2）各轴段长度的确定轴段6的长度为轴承7207AC的宽度和挡油环厚度和箱体内壁到齿轮端面的距离之和，定为32mm,段5的长度根据齿轮宽度可得，定为70mm，4段为轴肩，取6mm。3段的长度考虑与其他轴的关系，取107mm，轴2考虑轴承7207AC和挡油环的厚度和端盖，定为70mm。1段的长度是在确定大带轮的宽度得到，取50mm。 二、中间轴、低速轴的设计1.轴的材料及热处理选择 同高速轴, 选择常用材料45钢（低速级用40

17、Cr）,调质处理。 2.初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径,查机械设计表15-3,得,取（低速轴取，则： 折算出的为轴受扭段的最小直径.(1)对于中间轴来说, 轴受扭段即为两齿轮中间轴段.但根据两齿轮的大小,并且中间轴尺寸应比高速轴大,所以将中间轴的最小直径定在两端装轴承处.则其受扭段的直径必然超过此估算的最小直径,肯定能满足按扭转剪切计算的强度要求.(2)对于低速轴来说,轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段,则最小轴段应定为外伸端装联轴器的轴段,根据联轴器的选择,最小直径定为48mm。 3.初选轴承(1)因为中间轴上装有斜齿轮,则在齿轮啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴向力的作用,并且适应相

18、对较高的转速,和较高速轴更粗的直径,所以选用角接触球轴承,型号为7208AC根据轴承确定各轴安装轴承的直径为:d=40mm,也即为中间轴的最小直径.(2)因为低速轴上安装直齿圆柱齿轮,所以采用角接触球轴承,型号为7211AC根据轴承确定各轴安装轴承的直径为d=55mm.4.结构设计（参见结构图）(1)中间轴图一. 中间轴1)各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段5安装轴承7208AC和定位套筒,故该段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较大,不宜与齿轮做成一体,所以将轴4段,轴2段装齿轮,轴4段定为44mm,轴2段定为44mm。段3考虑到齿轮的轴向定位

19、，所以以轴环的形式设计，直径定为50mm，1段装轴承和挡油环，与5段直径相同，取直径为40mm。2)各轴段长度的确定轴段1，5的长度为轴承7208AC的宽度和定位套筒厚度，1段定为43.5mm，5段定为37.5。4段考虑用于高速级大齿轮定位，应比该齿轮稍窄,定为64mm。2段同样需要安装低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定位,定长度为110mm。3段轴环的宽度取6mm。3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6，与高速级大齿轮均采用A型普通平键联接，为键2 ：149 GB1096-79, 与低速级小齿轮均采用A型普通平键联接，为键3 ：149 GB1096-79。4)轴

20、上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为145。因为轴上装有轴承，所以轴段1，轴段5需要磨削,则应该在轴段1的右侧，轴段5的左侧有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为41。齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角。根据低速级小齿轮齿顶圆直径为107mm,其圆角半径为3mm，所以轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm. 根据高速级大齿轮齿顶圆直径为268mm,其圆角半径为5mm，所以轴环3左侧过渡圆角半径也定为2mm。(2)低速轴图二 低速轴1)各轴直径的确定初估轴径后,可按轴上零件的安装顺序,从右端开始确定直径.该轴轴段1安装联轴器,故该段直径为48mm。轴7段和轴3段

21、安装轴承和定位套筒,所以定为55mm. 轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=52mm的毛毡圈，故取2段52mm.段4定位轴承，直径取为60mm，6段安装低速级大齿轮,定为60mm.5段考虑齿轮的轴向定位,以轴肩的形式设计,定为66mm。2）各轴段长度的确定轴段1应该按选用联轴器的尺寸定为70mm,轴段7和轴段3长度为轴承7211AC的宽度与挡油环宽度之和，定为48mm和36mm，轴段2长度为轴承盖厚度与向外部分轴长，为60mm。5段用于定位齿轮，定为6mm，第6段为96mm，4段的长度是在确定其他段长度后自然形成的，为70mm。3)轴上零件的周向固定与低速级大齿轮均采用A

22、型普通平键联接，键 181190 GB1096-79 4)轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为245。因为轴上装有轴承,所以轴段3,轴段7需要磨削,则应该在轴段3的右侧,轴段7的左侧有砂轮越程槽,根据刀具的宽度,槽的尺寸为41齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角.根据低速级大齿轮齿顶圆直径为268mm,其圆角半径为3mm,所以轴肩5右侧过渡圆角半径定为2mm.30.4mm三、轴的强度校核因为低速输出轴上扭矩最大，所以以校核低速轴为例。画轴的受力简图。（1） 计算相关力。圆周力Ft =径向力Fr =齿轮输入扭矩 垂直面内 可计算出轴承在垂直面内的支撑力Fay

23、=1019.2N Fby=2565.6N求得弯矩My=-295.575Nm水平面内 可计算出轴承在水平面内的支撑力Fax=1448.4N Fbx=2800.3N求得弯矩Mx=-297.37Nm（2） 画弯矩,扭矩图。（3） 判断危险截面。如图所示,齿轮啮合初的力会产生垂直面弯矩(My),水平面弯矩(Mx),则该处产生的合弯矩是 是所有截面中弯矩最大的,所以需要校核.（4） 按弯扭合成校核。 轴的当量弯矩为 ,其中,因为齿轮啮合扭转切应力应为非对称循环边应力,所以0.6.由机械设计得轴弯扭合成强度条件为 其中：Ft=4248.7NFr=1546.4NT=Fay=1019.2NFby=2565.6

24、N（）求得：My=-295.575NmFax=1448.4NFbx=2800.3N求得：Mx=-297.37NmM=419.28Nm 因为轴为实心圆轴，故取因为轴的材料为45钢、调质处理查机械设计表15-1取轴的许用弯曲应力为：=60Mpa 所以对齿轮轴段,d=96mm, =670.28N.m, =7.572Mpa7200h 所以满足使用年限的要求。第六部分 键的选取一.高速轴键的选择与校核键1 10845 GB1096-79 则强度条件为查表许用挤压应力 所以键的强度足够二.中间轴键的选择键3 14980 GB1096-79键4 14950 GB1096-79 三.低速轴键的选择键4 181

25、1 90 GB1096-79 C型键槽因为低速轴外伸端要装联轴器,所以根据联轴器的规格选用C型键键5 14963 GB1096-79 A型键槽第七部分 联轴器的选取根据题目的要求要选择弹性套注销联轴器，又因为经各轴功率的计算，低速轴的输出转矩为T=820Nm,所以选用GICL2联轴器ZB J19013-89。第八部分 减速器的润滑和密封1.齿轮的润滑根据机械设计P233,对于闭式齿轮传动,当齿轮的圆周速度12 m/s，用浸油润滑的润滑方式。所以根据计算采用油润滑. 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过其1/3齿轮的分度圆

26、。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm. 2滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度V2m/s所以采用脂油润滑，而高速轴斜齿轮溅油量大，则在高速轴滚动轴承旁边放置挡油环.则轴的强度合格中间轴选用7208AC低速轴选用7211ACFrA= FrB= Prb= 低速轴承寿命为h满足寿命要求计算及说明结果第九部分 箱体及其附件主要尺寸一、箱体尺寸箱座壁厚1=10mm；箱盖壁厚1=8mm；箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b1=12mm箱座底凸缘厚度b2=25mm地脚螺栓直径df=M20地脚螺栓数目n=4轴

27、承旁联接螺栓直径d1=16mm凸缘联接螺栓d2=10mm轴承端盖螺钉直径d3=10mm定位销直径d=8mm检查孔盖连接螺栓直径d4=8mm轴承旁凸台半径R20mm凸台高度根据低速轴承座外半径确定外箱壁至轴承座端面距离L1=52mm齿轮端面与内箱壁距离15mm箱盖和箱座上的肋厚6.8、8.5mm、至外箱壁的距离分别为26mm、22mm、16mm 、至凸缘边缘的距离分别为24mm、14mm外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离1=15mm齿轮端面与内箱壁距离2=10mm凸台高度取 h=52mm箱盖，箱座肋厚轴承端盖外径 ：轴承孔直径轴承端盖凸缘厚度 t=12mm二、起吊装置1、吊钩（起吊整箱

28、）参考4P28B=+16+14=30mmb=2=210=20mmH=0.8B=24 mmh0.5H=14mmr=0.25B=7.5mm三、窥视孔、窥视盖参考3P80取A=100mm,h =5-8mm,取h=6mmB=，取B=140mm，取为180mm四、放油孔和螺塞M20参考3P79表9-16D0=30mme=25.4mmL=28mml=15mma=4mmS=22mmd1=22mmH=2mm（封油垫厚）五、通气螺塞M20参考3 P76表9-6/9-7（数据同放油螺塞）六、油标尺参考3 P78表9-14M20(20)d1=6mmd2=20mmd3=8mmh=24mma=15mmb=10mmC=6mmD=32mmD1=26mm第十部分 参考文献1 濮良贵,纪名刚. 机械设计 第八版北京:高等教育出版社,2006.2 王大康,卢颂峰. 机械设计课程设计北京:北京工业大学出版社,20093 王 昆，何小柏，汪信远. 机械设计课程设计 高等教育出版社4 朱文坚，黄平. 机械设计基础课程设计 科学出版社第十一部分 机械设计课程设计小结