毕业设计说明书样本

1、本科毕业论文（设计）论文(设计)题目: 设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 (小批量生产)学 院：职业技术学院专 业：机械设计制造及自动化班 级： 09 级 学 号： 学生姓名：罗 国 指导老师：王 妍 2011 、7 、6 、- 2011、8、30 贵州大学本科毕业论文(设计)诚信责任书 郑重声明：本人所呈交的毕业论文(设计)，是在导师的指导下独立研究完成。毕业论文(设计)凡引用其他人已经发表或未发表的成果、数据资料、观点等，均已注明出处。 特此声明。论文(设计)作者：罗 国 日 期 2011-7-6 一、设计任务书 题目：设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 总体布置简图 设

2、计内容 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2.齿轮传动设计计算 3. 轴的设计 4. 滚动轴承的选择 5. 键和连轴器的选择与校核； 6. 装配图、零件图的绘制 7 减速器总装配图一张 8、 齿轮、轴零件图各一张二、传动方案的分析与拟定简单说明并附传动简图设计一用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器，工作条件：使用年限5年，两班制工作，连续单向运转，载荷轻微冲击，环境温度35，小批量生产。原始数据：滚筒圆周力F=2300N，带速V=1.5m/s，滚筒直径D=400mm附传动简图三、电动机的选择计算1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动

3、机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器=0.950.990.98=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=23001.5/10000.89 =3.87KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.5/400=71.65r/min4、确定电动机型号根据手册中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（620）71.65=7292430r/min查手册取同步转速1500r/min。电动机型号方案 电动机型号 额定功

4、率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比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，所需的额定功率及同步转速，选择电动机型号Y132S-4。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速1440r/min，额定转矩2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1440/71.65=20.092、分配各级传动比（1） 取i带=3.4（2） i总=i齿i 带i齿=i总/i带=4.26四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1440/3.4=423.53(r/min)nII=nI/i齿=423.53/4.26=9

5、9.4(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=5.110.95=4.85KW PII=PI轴承齿轮=4.850.980.98=4.66KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95505.11/1440=33.89N.m TI=9.55p1入/n1 =9550x4.85/423.53=109.46N.m TII =9.55p2入/n2=9550x4.66/99.4=447.83N.m五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由课本1P189表10-8得：kA=1.2 P=5.11KWPC=KAP=1.25.11=6.1KW据PC=6.1KW

6、和n1=423.53r/min由课本得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1课本P190表10-9，取dd1=125mmdmin=75dd2=i带dd1(1-)=424.5 mm由课本1P190表10-9，取dd2=425带速V：V=dd1n1/601000=1251440/601000 =9.42m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(125+425)+(425-15)2/4500=1907.5mm根据课本表选取相近的Ld=1940mm确定中

7、心距aa0+(Ld-Ld0)/2=516mm (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=146.7120（适用）（5）确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本得 P1=1.92KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.92；查得 KL=1.03Z= PC/(P1+P1)KKL=3.08 (取3根) (6) 计算轴上压力由课本查得q=0.1kg/m，由课本公式单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x6.1/3x9.42(2.5/1.03-1)+0.1

8、0x9.422 =62.85kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=2362.85sin(146.3/2)=362N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。查阅表，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=4.26取小齿轮齿数Z1=34。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=145 由

9、课本表取d=1(3)转矩T1T1=9.55106P1/n1=N.mm(4)载荷系数k : 取k=1.4(5)许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由课本查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn 计算N1=60423.531030016=1、219x109N2=N/i=1、219.x109 /3.89=3.4108查课本图中曲线1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2

10、ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=67.9mm 模数：m=d1/Z1=67.9/34=1.95mm取课本1P79标准模数第一数列上的值，m=2(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=68mm d2=mZ2=290mm齿宽：b2=dd1=68mm取b2=68mm b1=b2+(510)=75mm齿顶圆直径：da1=72 da2=294齿根圆直径：df1=63 df2=295(7)复合齿形因数YFs 由课本得：YFS1=4.05,YFS2=3.91(8)许用弯

11、曲应力bb根据课本1P116：bb= bblim YN/SFmin由课本得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由课本得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2故轮齿齿根弯曲疲劳

12、强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(d1+d2)/2= (68+290)/2=179mm(10)计算齿的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/601000=3.14423.5368/601000=1.5m/s因为V6m/s，故取8级精度合适六、轴的设计计算从动轴设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查表可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查表可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查表可

13、得，45钢取C=118 则d118(4.75/423.53)1/3mm=26.5mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=28mm3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67= N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=741N4、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。（1）、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为HL7联轴器：32107 GB5014-85（

14、2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=32mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=35mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=40mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大

15、于d3，取d4=44mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=35mm. (4)选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=14,安装尺寸D=42故轴环直径d5=42mm. (5）确定轴各段直径和长度段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=35mm 初选用6207深沟球轴承，其内径为35mm,宽度为14mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑

16、联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为50mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+14+50）=87mmIII段直径d3=40mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=44mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm段直径d5=42mm. 长度L5=14mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=130mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=290mm求转矩：已知T2=447.83N.m求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2447.83/290=3.08N课本P127（6-35）式得Fr=Ft*tan=3.

17、08tan200=1.072N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=65mm轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=1.07/2=0.53NFAZ=FBZ=Ft/2=3.08/2=1.54N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=0.53962=22.54N.m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.54962=73.92N.mMC=(MC12+MC22)1/2=（22.54+73.92)1/2=48.23N.m转矩：T=9.55（P2/n2）99.4=N.m转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T

18、)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453=7.14MPa -1b=60MPa该轴强度足够。主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC 查2表13-5可

19、得，45钢取C=118则d118(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.64/473.33=53265 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=253265/50N=2130N径向力：Fr=Fttan200=2130tan200=775N确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定 ，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴

20、承盖实现轴向定位， 4 确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=53.26N.m求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=253.26/50=2.13N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.130.36379=0.76N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX

21、=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.38100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.13

22、03)=22.12Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够（7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=6

23、82N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够二.主动轴上的轴承:(1)由初选的轴承的型号为:6206查1表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,查2表10.1可知极限转速13000r/min根

24、据根据条件，轴承预计寿命Lh=1030016=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e

25、x1=1 FA2/FR248000h 预期寿命足够七、键联接的选择及校核计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2/50=7943.2N挤压强度： =56.93125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够键836 GB1096-79和键1040

26、 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=

27、0.025122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取

28、10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3 D轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md