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1、机械设计说明书1 目录设计任务书2 第一部分传动装置总体设计3 第二部分普通 V 带传动的设计计算 6第三部分齿轮传动设计计算 8 第四部分减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计 13第五部分轴的设计14 第六部分校核18 第七部分联轴器的选择和计算19第八部分减速器的润滑 19第九部分参考文献19第十部分设计心得20 机械设计说明书2 设 计 任 务 书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）原始数据：数据编号3 5 7 10 运 输 机 工 作 转 矩T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径D/mm 320 38
2、0 320 360 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10 年，小批量生产，单班制工作（8 小时/天） 。运输速度允许误差为%5。课程设计内容1）传动装置的总体设计。2）传动件及支承的设计计算。机械设计说明书3 3）减速器装配图及零件工作图。4）设计计算说明书编写。每个学生应完成：部件装配图一张（A1） 。零件工作图两张（A3）设计说明书一份（60008000 字） 。一、传动装置总体设计本组设计数据：第七组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 760 。运输机带速V/(m/s) 0.75 。卷筒直径D/mm 320 。已给方案：外传动机构为V 带传动。减速器为两级展开式圆柱
3、齿轮减速器。第一部分传动装置总体设计传动方案（已给定）外传动为V 带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V 带有缓冲吸振能力，采用V 带传动能减小振动带来的影响，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，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，机械设计说明书4 这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因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 系列三相交流异总体来讲，该传动
4、方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。计 算 与 说 明一、电动机选择1、电动机类型的选择：Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总 =带 3轴承 2齿轮 联轴器 滚筒=0.960.993 0.9720.990.94 =0.82 （2）运输机主轴所需的转动力227 6 04 . 7 5320TFkND运输机主轴上所需要的功率：4.750.753.56WPFvkW电机所需的工作功率：3.564.340.82WdPPkW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：6010000.7560100044.79/ min3.1
5、4320vnrD按手册P7 表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I a=36。取 V 带传动比I 1=24，则总传动比理时范围为I a=624。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传动比方案：如指导书 P15 页第一表。 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、 价格和带传动、 减速器的传动比，则选n=1500r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6 。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min ，额定转矩2.2。二、计算总传动比及分配各级的传动比1
6、、总传动比：144032.1544.79mnin机械设计说明书5 2、分配各级传动比据指导书P7 表 1，取齿轮i 带=2.5（V 带传动比i=24 合理）所以32.1512.862.5iii总轮带由课程设计图7-2，取高速级传动比为14.2i，那么低速级传动比211 2 . 8 64 . 2iii轮=3.1 实际总传动比211 2 . 8 64 . 2iii轮传动滚筒实际转速mn1440n44.24/ m ini32.55r滚筒转速误差mn1440n44.24/ m ini32.55r合适三、运动参数及动力参数计算计算各轴得输入功率电动机轴：4.34dPkW轴（带轮输入轴）10.964.34
7、4.19dPPkW带轴（减速器高速轴）214.190.990.974.02PPkW轴 承齿 轮轴 （减速器低速轴）3P2P轴 承齿 轮=0.990.974.023.86 kW计算各轴得转速电动机轴1 4 4 0/ m i nmnr轴11440576/ min2.5mnnri带轴121576137.14/ m in4.2nnri轴2321 3 7 . 1 44 4 . 2 43 . 1nnir/min （3）计算各轴得转矩电动机轴4.349550955028.781440ddmPTNmn机械设计说明书6 轴1114 . 1 99 5 5 09 5 5 06 9 . 4 7576PTNmn轴222
8、4 . 0 29 5 5 09 5 5 02 9 7 . 9 41 3 7 . 1 4PTNmn轴3333 . 8 69 5 5 09 5 5 08 3 3 . 2 54 4 . 2 4PTNmn参数输入功率（kw ）转速（ r/min）扭矩(N m) 传动比电动机4.34 1440 28.78 带齿轮 1 齿轮 2 高速轴4.19 576 69.47 2.5 4.2 3.1 中轴4.02 137.14 297.94 低速轴3.86 44.24 833.25 二、普通V 带传动的设计计算 确定计算功率CP则：1.14.344.77CAdPKPkW，式中，工作情况系数取AK1.1 根据计算功率C
9、P与小带轮的转速1n，查机械设计基础图10-10 普通 V 带型号选择线图，选择A 型 V 带。 确定带轮的基准直径12,dddd因为min75dmm 取小带轮直径1112ddmm，大带轮的直径2112.5112280dddi dmm 验证带速113.1411214408.44/601000601000ddnvms在5/ 25/msms之间。故带的速度合适。确定 V 带的基准直径和传动中心距0a初选传动中心距范围为：120120.72ddddddadd，即0274.4784a机械设计说明书7 取0500ammV 带的基准长度：221001202241629.55ddddddLaddamm查机械
10、设计基础表10-2，选取带的基准直径长度1600dLmm实际中心距：016001629.55500485.2322odLLaamm 验算主动轮的最小包角21118057.3160.16120dddda故主动轮上的包角合适。 计算 V 带的根数z 00CaLPzPPK K由11440/ m innr，1112ddmm，查机械设计基础表10-5，得01.6P，由2.5i，查表 10-6，得00.17P，查表 10-7，得0.97aK，查表 10-2，得1.03LK2.70z，圆整取3z根。 计算 V 带的合适初拉力0F205002.51CaPFqvzvK查机械设计基础表10-1，取0.11/qkg
11、mn 得205004.772.510.118.44156.4138.440.97FN 计算作用在轴上的载荷102sin924.432QFzFNV 带轮采用铸铁HT150 或 HT200 制造，其允许的最大圆周速度为25m/s. 带轮的结构设计（单位） mm 带轮机械设计说明书8 尺寸小带轮大带轮槽型A A 基准宽度db11 11 基准线上槽深minah2.75 2.75 基准线下槽深minfh8.7 8.7 槽间距e150.3 150.3 槽边距minf9 9 轮缘厚min6 6 外径ad12117.5adaddh12285.5adaddh内径sd40 40 带轮宽度3B32595.5Bfe3
12、2595.5Bfe带轮结构实心式腹板式三、齿轮传动设计计算（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用闭式斜齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45 号钢，调质，230H BS；大齿轮材料取为：45 号钢 ,正火处理，190H BS选取齿轮为8 级的精度（ GB 100951998）齿面精糙度Ra1.63.2 m 选第一级小齿轮的齿数125z；大齿轮的齿数24.225105z; 第二级小齿轮的齿数334z；大齿轮的齿数43.134105z（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式，即213121HEdHKTZZidi载荷系数K：试选tK=1.5 小齿轮传递的转矩1T：若忽略功
13、率损失，则机械设计说明书9 411195506.94710PTNmmn由机械设计书标12.5 选取齿宽系数1d由附表 12.4 查得弹性影响系数12189.8EZM Pa节点区域系数2.5HZ接触疲劳强度极限lim 1lim 2560,390HHM PaM Pa应力循环次数811606057618360109.9510hNn jL881239.95102.37104.2NNNi87342.37107.65103.1NNi由附图 12.4 查得接触疲劳寿命系数10.92HNK20.96H NK30.96H NK40.98H NK取失效概率为1%，安全系数1HS得接触疲劳许用应力1l i m 11
14、0 . 9 25 6 05151HNHHHKM PaS2l i m220 . 9 63 9 03751H NHHHKM PaS3lim 130.965605381H NHHHKM PaS4lim 240.983903821H NHHHKM PaS第一级中，取2375HHM Pa第二级中，取4382HHM Pa小齿轮分度圆直径机械设计说明书10 2213312121.5694704.212.5189.874.4814.2375tHEtdHK TZZidmmi2213322121.52799403.112.5189.8119.6713.1382tHEtdHK TZZidmmi圆周速度11174.4
15、85762.25/60100060000tdnvms312119.67137.140.79/60100060000tdnvms计算齿宽b 1174.48dtbdmm22119.67dtbdmm计算齿宽与齿高之比b/h 11112511.112.252.252.252.25dtdddmzzbhmm222210546.672.252.252.252.25dtdddmzzbhmm计算载荷系数K 根据12.25/vms,8 级精度，由附图12.1 查得动载系数1.15vK；由附表12.2 查得1.1K； 由附表 12.1 查得使用系数1AK； 由附表 12.3 查得1.37HK； 由附图 12.2查得
16、齿向载荷分布系数1.2FK；荷载系数为11.151.AvHKKKKK按实际的荷载系数修正分度圆直径33111.7374.4878.11.5ttKddmmK根据20.79/vms，8 级精度，由附图12.1 查得动载系数1.09vK；由附表12.2 查得1.1K； 由附表 12.1 查得使用系数1AK； 由附表 12.3 查得1.37HK； 由附图 12.2查得齿向载荷分布系数1.2FK；荷载系数为11.091.AvHKKKKK机械设计说明书11 按实际的荷载系数修正分度圆直径33221.64109.67112.981.5ttKddmmK计算模数m 11178.13.12425dmmmz取13m
17、mm223112.983.3234dmmmz取23.5mmm11175dm zmm222315dm zmm323119dm zmm424367.5dm zmm中心距1211952ddamm342243.252ddamm齿宽175dbdmm取280bmm12585bbmmmm3119dbdmm取4120bmm345125bbmmmm（3）校核弯曲疲劳强度校核公式tFFs aFK FYYbm载荷系数K 1AK；1.1K；1.22FK113.14755762.26/601000601000d nvms查附图 12.1，1.15vK，有11.151.11.221.54AvFKKKKK圆周力411226
18、 . 9 4 71 01 8 5 2 . 5 375tTFNmmd齿形系数和应力校正系数：12.60FY11 . 5 9 5SaY机械设计说明书12 21091002.18(2.142.18)2.17150100FY21091001.79(1.831.79)1.80150100SaY许用弯曲应力查附图 12.3 得10.85FNK20 . 8 8FNK，查附图 12.5 得lim 1400FM Pal i m2310FM Pa取安全系数1.4FS1lim 11190FNFFFKM PaS2lim 22194FNFFFKM PaS计算有11111.541852.532.61.59549.3803
19、tFFsaFK FYYM Pabm22212112.171.843.946.42.61.595FsaFFFFsaYYM PaYY第一级大小齿根弯曲疲劳强度均满足。载荷系数K 1AK；1.1K；1.22FK323.14119137.140.854/601000601000d nvms查附图 12.1，1.09vK，有11.091.11.221.46AvFKKKKK圆周力23222 7 9 9 4 04 7 0 4 . 8 7119tTFNmmd齿形系数和应力校正系数：32.60FY31 . 5 9 5SaY机械设计说明书13 41091002.18(2.142.18)2.17150100FY41
20、091001.79(1.831.79)1.80150100SaY许用弯曲应力查附图 12.3 得30.88FNK40 . 9 2FNK，查附图 12.5 得lim 1400FM Pal i m2310FM Pa取安全系数1.4FS1lim 13195FNFFFKM PaS2lim 24204FNFFFKM PaS计算有33331.644704.872.61.59576.191203.5tFFsaFK FYYM Pabm44434332.171.876.1971.762.61.595FsaFFFFsaYYM PaYY第二级大小齿根弯曲疲劳强度均满足。（4）齿轮传动的几何尺寸，制表如下：(详细见零
21、件图 ) 名称代号计算公式第一级第二级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距a122dda195 243.25 传动比i21ziz4.2 3.1 模数m 略3 3 3.5 3.5 齿数Z 略25 105 34 105 分度圆直径d查表 7-6 75 315 119 367.5 齿顶圆直径ad略81 321 126 374.5 齿根圆直径df 查表 7-6 72.5 312.5 116.5 365 齿轮宽b 查表 7-6 85 80 125 120 四、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计查设计基础表3-1 经验公式，及结果列于下表。机械设计说明书14 名称结果（ mm）名称结果 (mm) 底座壁厚9 轴承
22、盖固定螺钉直径8 箱盖壁厚8 轴承座凸缘端面直径150 底座上部凸圆厚度16 螺栓孔凸缘的配置尺寸22， 20，30 箱盖凸圆厚度14 地脚螺栓孔凸缘尺寸25， 23，45 底座下部凸圆厚度20 箱体内壁与齿轮距离12 底座加强筋厚度8 箱体内壁与齿轮端面距离12 底盖加强筋厚度7 底座深度215 地脚螺栓直径16 外箱壁至轴承端面距离47 地脚螺栓数目4 视孔盖固定螺钉直径6 轴承座联接螺栓直径12 箱座与箱盖联接螺栓直径10 第五部分轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理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.初估轴径按扭矩初估轴的
23、直径,查表 10-2,得 c=106 至 117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取 c=110 则: 331m in4.1911021.3576pDcmmn332 m in4.0211033.9137.14pDcmmn333 min3.8611048.844.24pDcmmn3.初选轴承1 轴选轴承为6207 2 轴选轴承为6208 3 轴选轴承为6211 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D1=35mm D2=40mm D3=55mm 4.结构设计(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,从左端开始确定直径.该轴轴段1 段安装轴承 ,故该段直径为35mm。2 段装
24、齿轮，为了便于安装，取 2 段为 42mm。齿轮右端用轴肩固定，计算得轴肩的高度为4.5mm，取 3 段为 51mm。5 段装轴承，直径和1 段一样为35mm。4段不装任何零件，但考虑到轴承的轴向定位，及轴承的安装，取4 段为 42mm。6 段应与机械设计说明书15 密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用JB/ZQ4606-86 中 d=45mm 的毛毡圈，故取 6 段 32mmdmin 并装大带轮。（2）各轴段长度的确定1 段147lmm2 段247lmm3 段39lmm4 段475lmm5 段538lmm6 段690lmm于是，可得轴的支点上受力点间的跨距L1=60mm ，L2=13
25、0 L3=105mm 。（3）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮 与 大 带 轮 均采 用A 型 普 通 平 键 联接 ， 分 别为12*42 GB1096-1979及 键8*80 GB1096-1979。（4）.轴上倒角与圆角为保证 6207 轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*45 。 。5.轴的受力分析画轴的受力简图。计算支座反力。112269.471853.575tTFNd0rtF =F
26、tan20=674.6N924.4QFN在水平面上1231212()924.4295674.6601222.260130QRHFlllFrlFNll12924.41222.2674.4972.4RHQRHrFFFFN(方向向下 ) 在垂直面上21121853.51301268.260130tR VF lFNll211853.51268.2585.3RVQR VFFFN画弯矩图在水平面上39 7 . 1B HQMFlNm机械设计说明书16 1158.3CHR HMFlNm在垂直面上2276.1CVRVMFlNm合成弯矩222258.376.195.9CCHCVMMMNm画转矩图转矩6 9 . 4
27、 7TNm6.判断危险截面显然，如图所示，B点合成弯矩最大，直径也最小，扭矩为T，该截面是危险截面。7.轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得160 M Pa0100 M Pa100 . 6（1）B 截面33330.10.10.1354287.5WddmmB 点合成弯矩9 7 . 1BMNm22229()97.1(0.669.47)24.64287.510BeMTM PaW符合规格。8.轴的安全系数校核:由表10-1查得1.0,02,155,300,65011MPaMPaMPaB(1)在 C 点截面左侧333TW=0.2d=0.235=8575mm由 附 表10-1查 得,63.1, 1KK
28、由 附 表10-4查 得 绝 对 尺 寸 系 数76.0,81.0;轴经磨削加工 , 由附表 10-5 查得质量系数0.1.则弯曲应力9 5 . 92 2 . 44 2 8 7 . 5bMM P aW应力幅2 2 . 4abM Pa平均应力0m切应力6 9 . 4 78 . 18575TTTM PaW机械设计说明书17 4.052TamM Pa安全系数110.85amSK118.22amSK229.32S SSSS查表 10-6 得许用安全系数S=1.3 1.5,显然 SS,故 C 点剖面安全 . (2)B 点截面右侧抗弯截面系数33330.10.10.1354287.5Wddmm抗扭截面系数
29、328575mmTWW又97.1BMNm,故弯曲应力97.122.64287.5BbMM PaW22.6abM Pa0m切应力6 9 . 4 78 . 18575TTTM PaW4 . 0 52TamM Pa由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数1.0,2.0,0.1,76.0,81.0,89.1,6.2KK。则14.14amSK机械设计说明书18 114.79amSK223.99S SSSS显然 SS,故 B 点截面侧安全。第六部分校核高速轴轴承1231212()924.4295674.6601222.260130QRHFlllFrlFNll12924.41222.2674.497
30、2.4RHQRHrFFFFN(方向向下 ) 21121853.51301268.260130tR VF lFNll211853.51268.2585.3RVQR VFFFN轴承的型号为6207，Cr=25.5 kN FA/COr=0 计算当量动载荷FFfPARPrYX查表得1.2Pf径向载荷系数X 和轴向载荷系数Y 为 X=1，Y=0 22221119 7 2 . 41 2 6 8 . 21 5 9 8 . 1mRHVFFFN22222221222.2585.31355.1RHVFFFNm验算 6207 的寿命3131 6 6 6 72 5 5 0 01 1 7 5 5 62 9 2 0 05
31、 7 61 5 9 8 . 1hL验算右边轴承3231 6 6 6 72 5 5 0 01 5 3 0 5 6 22 9 2 0 04 4 . 2 41 5 9 8 . 1hL机械设计说明书19 键的校核键 1 108 L=80 GB1096-79 则强度条件为24469.4711.8/()428(8010)pTNmmdh Lb查表许用挤压应力MPap110所以键的强度足够键 2 128 L=63 GB1096-79 则强度条件为24469.4721.3/()328(6312)pTNmmdh Lb查表许用挤压应力MPap110所以键的强度足够八、联轴器的选择和计算联轴器得计算转矩，因在前面已经
32、考虑功率备用系数1.2，故11 . 26 9 . 78 3 . 6 4c ac aTKTNm式中：查表取工作系数1.2C AK根据工作条件，联轴器选择为TL8 型弹性联轴器GB4323-84 七、减速器的润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7 个齿高，但不小于10mm，低速级齿轮浸入油高度约为1 个齿高（不小于10mm） ，1/6 齿轮。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V1.52m/s 所以采用飞溅润滑，齿轮传动的圆周速度113.1411214408.44/601000601000ddnvms因为：1 2/vm
33、s，所以采用浸油润滑；由表14-1，选用L AN32 全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2 个齿，单不应少于10mm。对轴承的润滑 ，因为 ：2/vms， 采 用 脂 润 滑 ， 由 表14-2选 用 钙 基 润 滑 酯L XAAMHA2(GB491-1987) 只需要填充轴承空间的1/21/3.并在轴承内侧设挡油环参考文献：机械设计说明书20 机械设计徐锦康主编机械工业出版社机械设计课程设计陆玉何在洲佟延伟主编第 3 版 机械工业出版社机械设计手册工业产品设计与表达设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节，通过这十几天来的学习，我从各个方面都受到了
34、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。从查阅资料，设计，计算，检验，绘图等各个方面考察了自己的自我解决问题的能力。 体现了对于一个问题应该怎样下手去解决，怎样去运用自己的才能去解决所面对的问题， 真真正正的锻炼了自己动手和思考能力，实实在在的解决难题。此外， 除了自己独立思考， 更重要的是相互沟通，虽然大家所设计的并不一样，但是在关键的地方或者普遍要经历的问题上，大家相互沟通可以把思想集合起来，群策群力， 吸取大家好的方法和想法，提出自己疑惑的地方，然后各自创新，设计出各各方案来。而一味的自以为是，埋头苦干只会走更多弯路，可能一开始自己选的那条路就是死路，根本
35、走不通， 所以苦干之余不忘沟通。还有，在这个课程设计的过程中，由于自己有事情要忙的，花在课程设计方面自然比别人少时间， 但是一有时间我就会抓紧，全心投入， 高效的进行课程设计，专注的做好这项工作。另外， 我深深的体会到大学究竟是学什么，以前听人家讲，大学就是学习怎样学习，但这毕竟是人家告诉自己的，自己并没有深刻体会，而这次全心全意的投入一个课程设计中去的时候， 发现虽然很多地方自己并不懂，但是查阅资料以后还是可以解决得了问题的，这就是学习的能力。而这次我深刻的认识到，一个人认真对待一件事情的时候是可以得到强大的动力， 无论是多么困， 多么饿， 并不会阻挠自己去做好一件事情，而相反这更加能磨练意志， 发挥潜在的力量。而当我再次听到大学究竟是学什么的时候，我会说大学就是学习怎样认真做好一件事情，怎样解决一个问题，怎样坚持， 学习的就是这种能力和意志力。我感受到学习是一种享受，真的， 从小到大并没有这样强烈的感受到这一点，既然在大学这么好的时机和条件，就要多学习一点知识，不用想有什么利益的。机械设计说明书21 机械设计课程设计说明书设计课题：V 带带式运输机减速箱院系：材料科学与工程学院专业：材料科学与工程（金属方向）班级：07 金属材料学号：200730041128设计人：李俊文指导老师：张东完成日期：2009 年 7 月 15 日星期三