机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动装置工程学院（系）班号设计者指导老师年月日大学目录设计任务书2一、传动方案分析3二、电动机的选择4三、计算总传动比及分配各级的传动比5四、传动装置运动和动力参数的选择计算6五、V带的设计计算7六、齿轮的设计计算9七、轴及轴承装置、键的设计计算13八、润滑和密封方式的选择22九、箱体及附件的结构设计和选择23十、设计小结25十一、参考资料26设计任务书1设计题目带式运输机传动装置。传动装置简图如右图所示。1带式运输机数据运输带工作拉力F1150N运输带工作速度V15M/S运输带滚筒直径D300MM滚筒轮中心高度H300MM附运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率0972工作条件用于锅炉房运煤，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳。3使用期限工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。4生产批量及加工条件小批量生产，无铸造设备。2设计任务1选择电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计减速器；4选择联轴器。3具体作业1减速器装配图一张；2零件工作图二张（大齿轮，输出轴）；3设计说明书一份。主要参数F1150NV15M/SD300MMH300MM3斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器5带式运输机1电动机2V带传动设计项目计算及说明主要结果一、传动方案分析声明一、传动方案分析传动方案电动机V带传动减速单级斜齿圆柱齿轮减速工作机传动方案分析本方案采用两级传动，第一级为V带传动，第二级为一级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉、缓冲吸震、维护简单等优点特点，且在传动过载时，带在带轮上打滑可防止损坏其他零件，保护电动机。带传动的承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护，缓冲吸震的特点，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。其主要缺点是，由于靠摩擦传动，带的打滑使传动比不准确，外形尺寸较大，传动效率较低，同时寿命也较短。由于齿轮传动效率高，适用的功率和速度范围广，适用寿命长，故广泛应用于机构传动中。由于是第二级传动，所以用单级斜齿圆柱齿轮传动即可满足要求。注该设计参考使用的图、表、有关式子和页码大部分均来自教材机械设计这本书，故如未提及参考来源即来自此书；另有部分来自机械零件设计手册等参考书，其中零件设计及机械设计的参考书以下简称机械设计手册。设计项目计算及说明主要结果二、电动机的选择1选择Y系列电动机2工作所需功率二、电动机的选择1选择Y系列电动机。因为Y系列电动机是全国统一设计的一般用途交流三相异步电动机，具有高效、节能、起动转矩大、噪声小、可靠性高、使用维护方便等特点，其功率等级与安装尺寸符合国际电工委员会标准。2工作所需功率计算KWFVPW72510传动装置总效率计算870909689733则则则V式中，为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率（包括V带传动、一对齿轮传动、三对滚动轴承及联轴器等的效率）。由表机械传动效率概略查得滚筒运输带效率（给定）；970V带的传动效率；6一对齿轮传动（7级精度、油润滑）效率，980一对滚动轴承（圆锥滚子轴承，稀油润滑）效率，弹性联轴器效率，90电动机输出功率计算KWPD1通常取电动机的额定功率，使，由表Y系列电机参数DMP31查取电动机的额定功率为。KP2电动机三相异步电动机额定功率KWPM2计算项目计算及说明主要结果3确定电动机的转速三、计算总传动比及分配各级的传动比3确定电动机的转速滚筒的转速为9549R/MINDVNW60按机械设计手册推荐的各种传动机构传动比的范围取V带传动比，42I单级圆柱齿轮传动比，63电动机可选择的转速范围相应为MIN/762914579RNIVWD齿带为使传动装置的外轮廓不至于过大，兼顾降低电动机的重量和价格（转速越低，则转速越低极对数P越大，电机制造越复杂，价格越贵），由表Y系列电机参数选取Y系列电动机型号Y100L1422KW1430R/MIN。由表查得该型电动机的外形及安装尺寸。其中底座到发动机转轴高度H100MM，其轴伸直径D28MM，长度E60MM。三、计算总传动比及分配各级的传动比1传动装置的总传动比98149530WMNI2分配各级传动比为使V带传动的外轮廓尺寸不至于过大，取传动比，则齿82I轮的传动比为3582914I电动机型号Y100L14。电动机转速1430R/MIN。中心轴高H100MM总传动比为1498。带轮传动比为28，齿轮的传动比为535。设计项目计算及说明主要结果四、计算传动装置的运动参数和动力参数主要运动参数主要动力参数四、计算传动装置的运动参数和动力参数1各轴的转速电动机轴MIN/1340RNM轴（高速级）I/7151RI带轴（低速级）IN/46912IN齿滚筒轴MI/52RNW2各轴的输入功率电动机轴KWPD91轴（高速级）KVD91带轴（低速级）W8512齿承滚动轴KPW联承对应的输出功率均为输入功率经过轴承损耗算出3各轴的输入转矩电动机轴MNNTMD2913950轴P711轴NNT085922滚动轴MPWW179将以上算得的运动参数和动力参数列表如下轴输入功率输出功率输入转矩输出转矩转速传动比电动机轴1991329143028齿轮轴I1911893572353451071535齿轮轴II18518318508183239546滚筒轴181179179081772995461参数列表设计项目计算及说明主要结果五、V带的设计计算确定计算功率CAP选择V带类型确定带轮的基准直径并验算带速确定V带的中心距和基准长度验算小带轮上的包角五、V带的设计计算1、由于载荷平稳，选用普通V带2、确定计算功率小带轮转速（KA查表工作MIN/1430RNKWPDACA382情况系数得KA12）3、选择带型由PCA、N1从普通V带选型图中选取Z型4、确定带轮基准直径并验算带速初取小带轮基准直径MD901SSNV/25/736601拟定轴上零件的装配方案如下图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足带轮的轴向定位要求，12轴段左端需有一轴肩，所以取23段直径，34轴段左端用轴端挡油圈定位。比带轮MD2321L宽度B略短，取。L712）初选滚动轴承因轴承同时受轴向力和径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，选用30305型圆锥滚子轴承，有如MD23下参数TD51865基本额定动载荷，KNCR84即，按轴直径取挡油圈直径D25MM。MD287433）根据轴承安装尺寸取小齿轮的右端轴段直径；齿轮MD3276右端与右轴承之间使用挡油圈定位。为使小齿轮对称布置，取，。由小齿轮宽度确定。D254L157654L4564）轴承端盖的总宽度21MM；根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求，取端盖的外端盖与带轮右端之间的距离L19MM，即取。ML0325）取齿轮与箱体距离，为留挡油圈位置且考虑到箱体铸MA15造误差，滚动轴承定位距离箱体内壁，S8。STL26887433轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。由查表普通平键MD201主要尺寸得平键截面，长63MM，带轮轮毂与轴的MHB6配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处67RH选轴的直径尺寸公差为M6。MD23D543M3254D76M2587L721ML03L52643ML14L456ML176L52687设计项目计算及说明主要结果求轴上的各载荷并校核4确定轴上圆角和倒角尺寸查表零件倒角与圆角半径推荐值取得零件倒角为，轴肩处4521圆角半径为16MM。5求轴上的载荷从机械设计手册查得，对于30305型圆锥滚子轴承，。MA131由受力分析作简图因为对称布置；ML891L522计算支反力；NLFTPNH54293212NHTP817621；LDFARNV94032NFNVRNV9245213计算弯矩；MLMTPH4321FRV024计算扭矩NT3571根据轴的计算作出轴的弯矩图和扭矩图（从中可知齿轮面为危险截面）零件倒角为452轴肩圆角为16MM水平支反力垂直支反力两个方向的弯矩对应位置弯矩图和扭矩图判断出齿轮面为危险截面设计项目计算及说明主要结果校核轴承的强度和使用寿命载荷水平面垂直面支反力，NFNH137429，NFV4261弯矩MMHMMV30总弯矩N475302412扭矩T56按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面的强度，该轴为单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取，即轴的计算应力60，由MPAWTMCA3163415720437222于前选的轴材料为40，调质处理，查表轴的常用材料及其主要力RC学性能得。因此，所以安全。PA7011CA7校核轴承和寿命按照使用要求，轴承的寿命应该为，HLH36002该轴采用的30305型圆锥滚子轴承转速为，滚子MIN/7151RN轴承的指数为。3101）计算轴承当量动载荷轴承的当量动载荷计算公式式中X、Y分别为ARPFF径向和轴向动量载荷系数，查表载荷系数取得，根据表径1PF向动载荷系数和轴向动载荷系数查得，即30E42NP529146897425012）验算轴承寿命查机械设计手册知30305型圆锥滚子轴承基本额定动载荷，则KNCR86轴承基本额定寿命，16345600HRHLPCNL故轴承满足使用寿命要求。按数据列表轴的强度要求满足轴承的强度及寿命要求满足设计项目计算及说明主要结果校核键的强度输出轴及其轴承装置、键的设计输出轴的设计8选用键校核根据工作要求和标准选用45钢的平键则其许用应力。MPAP1502大带轮与轴之间键的校核计算转矩平键的几何参数为MNT34。LHB636由公式，故符合强度要求。7018502PPAHLD输出轴及其轴承装置、键设计1输出轴上的功率；转速；KW812MIN/46952RN转矩MNT0522求作用在齿轮上的力已知低速大齿轮的分度圆直径MD6215；NDTFT41762NFNTR84COSATA853N3初定轴的最小直径选材料45钢作轴，调质处理。查表轴常用几种材料的及取T0A得，于是初步估算轴的最小直径120A。查机械设计P371知有两个键槽的MNPD083/3MIN轴径应增大10，即。这是安MD69312IN装联轴器处的轴最小直径，查表工作情况系数取得，则联1AK轴器的计算转矩，查阅机械设计手册NTKACA6402选用TL6型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。半联轴器的M250孔径，MD351故取，半联轴器长度，与轴配合的孔长度2L8。L601键满足强度要求大带轮与轴之间的键规格为MLHB63设计轴用到的各参数算出周向力径向力及轴向力MD3521设计项目计算及说明主要结果选择滚动轴承4轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如下图2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位要求，12轴段右端需有一轴肩，所以取23段直径，34段左端用挡油圈及套筒定位，MD4132比略短，取。21L1LL582）初选滚动轴承因轴承同时受轴向力和径向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，选用30309型圆锥滚子轴承，有如MD4132下参数5705TDDDA4MDA86基本额定动载荷，即，KNCR185763按轴直径取挡油圈直径D45MM。3）取安装齿轮处的轴段直径；齿轮右端与右轴承之间MD504使用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为40MM，为了使套筒的端面可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，即，齿轮左端L3854使用轴肩定位，轴肩高度，取，则轴环处的直DH07H径。轴环的宽度，取。MD586B1ML654）轴承端盖的总宽度为15MM；根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑的要求，取端盖的外端盖与联轴器右端之间的距离L20MM，即取。L325）取齿轮与箱体距离，考虑到箱体铸造误差，滚动轴承定MA15位距离箱体内壁，又为留挡油圈及套筒的位置且让齿轮对S8称布置故，TL52134043MS52776MD4132D453054D586476ML5821L32ML524L384ML65L54276设计项目计算及说明主要结果求轴上的载荷并校核强度3轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。由查表普通平键主要尺寸得平键截面MD504，长32MM，同时为了保证齿轮与轴配合有良好HB91的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，由67NH查表得，长50MM，半联轴器与轴的MD3521MHB810配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处67NH选轴的直径尺寸公差为M6。4确定轴上圆角和倒角尺寸查表零件倒角与圆角半径推荐值取得零件倒角为，轴肩处4561圆角半径为20MM。5求轴上的载荷从机械设计手册查得，对于30309型圆锥滚子轴承，。MA3211由受力分析作简图因为对称布置；ML3851L49322计算支反力；NFTNH218532NFNHTH218521；LDARNV074322NFNVR58213计算弯矩；MLMTH3742MNFLMRV3179221DFARV251824计算扭矩NT02根据轴的计算作出轴的弯矩图和扭矩图（从中可知齿轮面为危险截面）零件倒角为4561轴肩圆角为20MM水平支反力垂直支反力两个方向的弯矩设计项目计算及说明主要结果载荷水平面垂直面支反力，NFH8512，NFV820174弯矩MMH847MMV391N282总弯矩9034321M86178422扭矩NT5对应位置弯矩图和扭矩图判断出齿轮面为危险截面按数据列表设计项目计算及说明主要结果校核轴承的强度和使用寿命6按弯扭合成应力校核轴的强度通常只校核危险截面的强度，该轴为单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取，即轴的计算应力60MPAWTMCA801250213258942221，由于前选的轴材料为45钢，调质处理，查表轴的常用材料及其主要力学性能得。因此，所以安全。PA6011CA7校核轴承和寿命按照使用要求，轴承的寿命应该为，该HLH36002轴采用的30309型圆锥滚子轴承转速为，滚子轴承MIN/495RN的指数为。3101）计算轴承当量动载荷轴承的当量动载荷计算公式式中X、Y分别ARPYFF为径向和轴向动量载荷系数，查表载荷系数取得，根据表1PF径向动载荷系数和轴向动载荷系数查得，350E，即40X71YNP7168457182）验算轴承寿命查机械设计手册知30309型圆锥滚子轴承基本额定动载荷，则KNCR10轴承基本额定寿命，263610201HRHLPCNL故轴承满足使用寿命要求。轴的强度要求满足轴承的强度及寿命要求满足设计项目计算及说明主要结果校核键的强度八、润滑与密封方式的选择8选用键校核根据工作要求和标准选用45钢的平键则其许用应力。MPAP15021）联轴器与轴之间键的校核计算转矩MNT38平键的几何参数为。MLHB50810由公式，故符合强度要求。352502PPMALD2）大齿轮与轴之间键的校核计算转矩MNT318平键的几何参数为。MLHB32914由公式，故符合强度要求。5023PPMALD8、润滑与密封方式的选择（一）润滑方式的选择1轴承的润滑由于轴承的转速较低，所以采用脂润滑，参考机械设计课程设计手册，可选用通用锂基润滑脂。推荐加脂周期为三年。2齿轮的润滑由于该设计减速器为闭式减速器，齿轮圆周速度小于12M/S，故采用浸油润滑，参考机械设计课程设计手册可选用工业闭式齿轮油LCKB100，此种油适用于正常油温下运动的轻载工业闭式齿轮润滑。对于斜齿圆柱齿轮，以一个齿高为宜，但不小于10MM。（二）密封方式的选择由于各轴与轴承的接触处的线速度小于10M/S，故可以挡油圈保证挡又并用毡圈密封。键满足强度要求联轴器与轴之间的键规格为MLHB5081大齿轮与轴之间的键规格为MLHB32914轴承脂润滑齿轮油润滑润滑油牌号LCKB100毡圈密封9、箱体及附件的结构设计和选择减速箱主要箱体尺寸计算（参考机械设计综合课程设计表146,P352）（单位MM）1结构分析主要是按照经验和一些结构设计来确定尺寸。考虑到是小批量的生产，故用手工造型铸造箱体，材料用HT200或HT250。2箱体壁厚，取1081025A103箱盖壁厚1，取181184箱座、箱盖、箱座底的凸缘厚度15；12；25B1B52B5地脚螺栓直径及数目NFD0036A8166，螺栓取M1660；FD时取N4MA25016FDN46轴承旁联接螺栓直径D1075FD1127箱盖、箱底连接螺栓直径D2（0506）；螺栓的间距150200，取180FDD288轴承端盖螺钉直径D3（0405）；螺钉数目都为4FD36，N49检查孔盖螺钉直径D4（0304）FD4610、D1、D2至箱外壁的距离C1F、D1、D2至凸缘边缘的距离FC2C1F22；C1118；C1214；C2F20；C2116；C2212；11轴承座外径D2D5D3（D为轴承外圈直径）D2192D2213012轴承旁联接螺栓的距离S以D1和D3螺钉互不干涉为准尽量靠近，一般取SD2S2192，S2213013轴承旁凸台半径R1C2R111614轴承旁凸台高度H根据低速轴轴承座外径D2和D1扳手空间C1的要求由低速级轴承座外径调整15外箱壁到轴承座端面的距离L1C1C2510L130；L23016箱盖M1、底座的肋厚MM10851；M085。取M19；M12M19；M1217大齿轮顶圆与箱体内壁的距离111211418齿轮端面与箱内壁的距离2221519铸造斜度查机械设计综合课程设计表14320过渡尺寸参考机械设计综合课程设计表14421铸造外圆角、内圆角参考机械设计综合课程设计表145和表146减速箱主要附件设计1检查孔作用1检查传动零件的啮合情况；2向箱内注入润滑油；位置设在上箱盖，平时用盖板用螺钉固定在箱盖上。2通气孔作用使箱内热涨空气自由排出，平衡压力，防止油缝隙渗漏。位置通常在箱体顶部装置。3轴承盖作用固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷。位置采用嵌入式轴承盖。通过榫槽镶嵌固定在箱体的轴承座孔内，外伸轴处的轴承盖有通孔，孔的圆周上有梯形槽，其中装有毛毡圈，用以密封。4定位销作用保证每次拆装箱体时，仍保持制造加工时的精度。位置在箱盖与箱体的连接凸缘上配装定位销。两个定位销分别安置在箱体纵向两侧连接凸缘非对称的位置上。5油面指示器作用检查减速箱内油池油面高度，保持油池内有适量的润滑油。位置一般在箱体便于观察且油面较稳定的部位装设油面指示器（油标）。6放油螺塞作用方便换油、排油和清洁。位置在箱体底部、油池的最低位置开放油孔，用螺塞堵住。（之间含垫圈）7启箱螺钉作用便于在拆卸时易于开盖。位置常在箱盖连接凸缘的适当位置加工出1至2个螺孔，旋入启箱用的圆柱端或平端的启箱螺钉，旋动启箱螺钉便可将箱盖顶起。十、设计小结经过一个多月的努力作业，终于完成了课程设计，虽然还是有很多地方不成熟，但总的来说，我已经尽我所能，做到最大程度地完成说明书和图纸。其过程当然是曲折多彩，不能一一道尽其中，下面我就挑几个印象特别深刻的来说一下。首先，所谓万事开头难，一开始设计就有种一拳打在棉花上无处着力的感觉，不知道从哪里入手，后来经过与同学的一番讨论，终于选定好电动机，现在想起来，当初的争论确实是必不可少的，只有经过反复推敲仍然成立的结论才能在后面的设计中站稳阵脚。选好电动机之后，就进入带轮的设计，虽然用的是最普通的V带，做的是最通用的设计，但对于第一次做这样详尽的设计的我来说，仍然是一道难关。而这里又刚好遇到了设计的第一次错误发生，可谓是百感交集。第一次的错误是最要命的传动比出错，本来应该在设定传动比的时候发现该问题的，但仅靠当时的口头交谈，而没有实际的数据支持，很难发现问题所在，直到带轮做出基本的设计后，这个问题就日益严重了。最后，我经过艰苦的修正及重算，终于勉强解决了致命性的问题，但这个仍有不是理想状态下的传动比，而且在时间和能力方面也有所不足，所以也只