机械设计课程设计说明书

1、机械设计课程设计说明书机械设计课程设计说明书题号： 43一、传动方案 V 带传动原始题目：课程设计题目五： 带式运输机传动装置工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10 年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5。滚筒效率： j =0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。F1电动机 2 带传动 3 减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 传送带原始数据题号41424344454647484950运输带工作拉力 (N)1100115012001250130013501450150015001600运输带工作速度 (m·s 1)1.501.601.701.50

2、1.551.601.551.651.701.80卷筒直径 (mm)250260270240250260250260280300已知条件：1工作参数运输带工作拉力F= 1200N 。运输带工作速度V=1.70 m/s（允许带速误差±5%）。滚筒直径 D= 270 mm。滚筒效率j0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。2使用工况两班制工作，连续单向运转，载荷平稳，空载起动。3工作环境室内，灰尘较大，环境最高温度35。4动力来源三相交流电，电压380/220V 。5寿命要求使用期限10 年，其工作期限（使用折旧期）为10 年，大修期4 年，中修期2 年，小修期半年。6制造条件一般机械厂制造

3、，小批量生产。二、选择电动机（ 1）确定电动机额定功率、工作功率（输出功率）动力来源：三相交流电，电压 380/220V电动机是标准件，根据要求两班制，灰尘较大，最高温度35 度，三相交流电，笼型异步，封闭式结构，电压380v， Y 型根据 PwFv kw ，可得电动机额定功率P1200N 1.7m / s =2.04kw1000W1000因为总效率a12324j0.970.960.982 0.99 0.96 0.851 为闭式齿轮传动效率（0.97);带传动效率（0.96 ）23 为滚动轴承效率（0.98 ）；联轴器效率（0.99 ）4j 滚筒效率（0.96 ）电动机工作功率（输出功率）Pd

4、PW = 2.04kw2.4kwa0.85（ 2）确定电动机工作转速（输出转速）60 1000v60 10001.7m / sn270mm120.31r / minD根据机械设计课程设计指导书第七页的表可知： 普通 V 带传动的传动比 i1'=24，圆柱齿轮传动一级减速器传动比i 2' =36 ，则总传动比合理范围为i a' = 6 24 ，故电动机转速的可选范围为nd'i a'n(6 24)120.31721 2887 r / min根据机械设计课程设计手册173 页表12-1可知：符合这一范围的同步转速有750r / min(8级)、1000r /

5、min(6级)和1500r / min(4级)根据额定功率、转速，从表中找出三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，如下表所示：额定传动装置传动比质级同步转速满载转速参考型号功率/ （ r/min/ （ r/min总传V 带传减速量数）比价/ （ kw）动比动比器/kgY100L2-434150014301.8711.88533.9638Y132S-63610009603.098.3122.53.3263Y132M-8387507103.526.2342.03.1279综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第一方案比较合适。因此选定电动机的型号为Y100L

6、2-4 ，其主要性能如下表：额定功满载时型号率转速电流（ 380V效率功率起动电流起动转矩最大转矩额定电流额定转矩额定转矩/ （ kw）r/ min时） A%因数Y100L2-4314306.8282.50.8172.22.3由机械设计课程设计指导书174 页表 12-2 可知： Y100L2-4 型电动机的安装及外形尺寸如表12-3 所示：故将 Y100L2-4 型电动机的主要外形和安装尺寸列于下表：外形尺寸底脚安装地脚螺栓轴伸 尺装键部位中心高L (AC /2 AD) HD尺寸孔直径寸尺寸HABKDEFGD100380287.5245160140122860830三、确定传动装置的总转动比

7、和分配传动比由选定的电动机的满载转速nm 和工作机的主动轴转速n , 可得到传动装置的总传动比为：ianm1430r / min11.885n120.31r / minia i1 i2 ，式中 i1 ,i 2 分别为带传动和减速器的传动比根据机械设计课程设计指导书7 页的表可知：普通V 带传动的传动比i1'=2 4 ，圆柱齿轮传动一级减速器传动比i2' =36 ，所以取 i1 3,i2ia3.96i1四、计算传动装置的运动和动力参数（1）计算下图中各轴的转速：轴轴轴n1nm1430r / mini1476.67 r / min3n2n1nm1430r / mini2i1 i21

8、20.37r / min3 3.96n3n2120.37 r / min式中 i1, i2 分别为带传动和减速器的传动比（2）计算各轴输入功率P1Pd22.4kw 0.962.304kwP2P1132.304kw0.970.982.19kwP3P2342.19kw0.980.992.125kw式中1 , 2 , 3 , 4 分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器的传动效率各轴输出功率Pi 'Pi3 （在此不再列出计算过程）（3）计算各轴输入转矩电动机轴的输出转矩 Td9550Pd95502.4kw16.03N mnm1430r / minT1Tdi1216.03Nm30.9646.17N

9、 mT2T1i 21346.17Nm3.96 0.97 0.98 173.80N mT3T234173.80Nm0.980.99168.62Nm（4）各轴输出转矩 Ti 'Ti3 ，则有：T1'T13T2'T23T3'T3346.17N m0.9845.25N m173.08N m0.98169.62N m168.62N m0.98165.25N m各轴运动和动力参数计算结果整理于下表转速 n轴功率 P/KW转矩 T/N.m传动比 i效率(r/min)名输入输出输入输出电机轴2.416.03143030.96轴2.3042.25846.1745.25476.67

10、3.960.95轴2.192.146173.80169.62120.3710.97轴2.1252.08168.62165.25120.37五、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 带型号由于两班制工作，所以机器的工作时间为16 小时 / 天，由课本 109 页表 5-5可知：载荷平稳，Y 系列三相交流异步电动机，每天工作 16 小时， KA=1，Pc K A PK APW1.12.04kw2.244kw小带轮转速 n11430r / min ，由课本109 页图 5.14 可知：取 Z 型 V 带（2） 确定带轮基准直径，并验证带速由 课 本109页 表5.6取 小

11、 带 轮 直 径 为 D1 75mm， 所 以D2 D1 i1 75mm3 225mm 。由课本 109 页表 5.6 取大带轮直径为 D2224mm（虽然 D 2 有所降低，但其误差在5%范围内，故允许）验算带速： vD1n1751430601000605.61m / s ，在 5 25m / s 范围内， 带速合适1000（ 3） 确定带长和中心距初选：0.55( D1D 2 )ha0 2( D1D2 )0.55 (75 224) 6 a02 (75 224)170.45 mma0598mm，取 a0400mm（由课本106 页表 5.1 可知：V带高 h=6mm）L 2a0(D1(D2D

12、1 )22 400(75(22475)2D2 )224)1283.3mm24a024400由课本106 页表 5.2选取基准长度 Ld1250mm2L(D1D2 )2L( D1D 2 )2D1 )2其实际中心距为： a8(D2821250(75224)21250(7528(22475)2224)8383.4mm400mm（4）验算小带轮包角由课本100 页公式 5.1可知：1 =180o( D2 D1)57.3o180o(22475)57.3o157.73o120o 故合适a383.4（5）确定 V带根数 Z大带轮转速 n2n1 D1143075478.8r / minD2224n114302

13、.99传动比 i478.8n2由课本107 页表 5.3可知： P00.33kw ，由 108 页表可知：P00.03 kw由课本110 页表 5.7 ，做出包角1 和包角系数 K的线性关系图，得出1=157.73o 时K =0.944 ，由课本106 页表 5.2可知：长度系数K L =1.11所以 ZPc2.2445.95P0P0KK L0.330.030.9441.11取 Z=6根（6）求作用在带轮轴上的压力由课本 107 页表 5.3 可知： q0.06kg / m ，由课本 110 页公式 5.20 得到单根V 带的张紧力F0500Pc2.51qv2ZvK5002.2442.510.

14、065.61256.83N65.610.944由课本 111 页公式 5.21 得到作用在带轮上的压力FQ2ZF0 sin 12 6 56.83 sin157.73o669.12N22(7) 带轮结构设计 （由于要根据轴的相关尺寸确定， 后面会详细介绍， 故在此不做设计）2. 齿轮传动的设计计算根据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷的实际工况，故需选用圆柱斜齿轮传动。（1）选择齿轮材料和精度等级根据课本132 页表 6.1 ，初选小齿轮材料为 40Cr ，大齿轮材料为45 钢，小齿轮采用硬齿面，进行调质处理，齿面硬度为229286HBS ，取 260HBS ，大齿轮采用软齿面，进行正火

15、处理，齿面硬度为169 217HBS ，取 190HBS ，根据课本 140 页表 6.6 ，初选精度等级为 7 级。（2）按照齿面接触疲劳强度进行设计计算ZE ZH Z2u1根据课本136 页公式 6.6可知： d12KT13u HPd确定各参数值确定载荷系数K ， KKAKVK K使用系数 K A ，由课本 133 页表 6.2可知： KA1动载系数 KV ，由课本134 页可知： KV 1.1齿间载荷分配系数K，由课本134 页可知： K1.2齿向载荷分布系数K，由课本134 页可知： K1.1所以 KKAKVK K1 1.11.21.1 1.452确定小齿轮名义转矩6P162.2584

16、T1 9.55 109.55 104.52 10 N mmn1476.67P1 为主动齿轮传递的功率，等于I 轴的输出功率n1 为主动齿轮的转速，等于I 轴的输出转速确定材料弹性影响系数由课本 136 页表 6.3可知： ZE 189.8MPa确定区域系数螺旋角常在8o 20o 之间，所以取15o ，由 135 页图 6.12 可知 Z H 2.43确定重合度系数根据课本 143 页可知 Z0.75 0.88, 取 Z 0.8确定齿轮的主要参数齿数比 =传动比uiZ23.96Z1确定圆柱齿轮的齿宽系数d根据课本141 页表 6.8 可知：取d1.1计算许用应力根据课本138 页图 6.14 （

17、 b）可知 H lim1500MPa ，H lim2440MPa根据课本137 页公式6.9 可知HPH limZ NSH lim根据课本140 页表 6.5 可知，取最小安全系数SH lim 为 1.2根据课本139 页公式 6.11和图 6.16计算寿命系数N160n1 jL h60476.67110365 16 1.67 109N260n2 jL h60120.3711036516 4.21 108查图 6.16可知 ZN11.0,ZN21.1HP 1H lim1Z N15001.0416.67MPa所以可以得到：SH lim1.2440HP 2H lim2ZN 21.1403.33MP

18、aSH lim1.2取HP1 ,HP2中的最小值，所以则有：HPHPmin403.33MPa于是有3 ZE ZH Z22KT1u1189.82.430.821.452 4.52 1043.96 1d132HPu403.331.13.96d50.03mm确定中心距（以下内容是根据机械设计课程设计指导书32 35页得到）ad1 1i150.0313.96124.07mm220 或 5，以利于制造和测量，所以初定a130mm应尽量圆整成尾数为选定模数，齿数amnz1z22cos一般 z117 30, 初选 z125 ，则 z2iz13.962599 ，代入上式得：mn2a cos2130cos15o

19、2.03mm，由标准取 mn =2 mm ，z1z22599则有： z1z2 =2a cos2130cos15omn=2=125.57取 z1z2 =126 ，因为 iz2 ，所以 z2iz1, z1 z2z1 iz1z1 1 iz1z1z1z212625.40 ，取 z125 ，1i13.96则有： z212625101 （不按 z2iz1 计算）齿数比 uz21014.04 ，与 i3.96 的要求比较，误差为2.02% ，可用。于是有z125cos1mn z1 z2cos1 2126o '''2a213014150.12，满足要求由以上步骤可知：齿轮的参数确定为：

20、a 130mm， mn =2 mmo'''25 ， z2101 ， i 4.04，14 150.12， z1? 计算齿轮分度圆直径d1mn z12 2551.587mm,d2mn z22 101208.413mmcoso'''coso'''cos14150.12cos14150.12? 确定轮齿宽度bd d11.1 51.58756.7457mm根据课本141 页可知： b 圆整为大齿轮宽度，取b2 60mm ，则 b165mm（3）按照齿根弯曲疲劳强度进行校核计算根据课本143 页公式 6.15可知：F2KT1YFaYs

21、aY YFPbd1 mn确定各参数的值确定许用弯曲疲劳强度根据课本137页公式 6.10可知：FP = F lim YST YN (YST2.0)SF lim根据课本139页图 6.15 （b）可知：F lim1 =270 MPa ,F lim2 =200MPa根据课本139页图 6.17 可知： YN1YN 2 1,(因为 N13 106, N23 106)根据课本140 页表 6.5 可知： SF lim1.5FP1所以可以得到：FP 2=F lim1YST YN1270 2.01810 MPaSF lim1.5=F lim2 YST YN 2200 2.01266.67 MPaSF li

22、m1.5确定齿形系数 YFa 和应力校正系数 Ysa根据课本 137 页表 6.4 可知： YFa1 2.62,YFa 22.18,Ysa11.59, Ysa2 1.79根据课本143 页可知： Y0.85 0.92,取 Y0.88根据课本137 页可知： Y0.65 0.85,取 Y 10.67, Y 20.77因此有：F 12KT1YFa1Ysa1Y 1Yb1 d1 mn21.4524.521041.590.670.8848.07 MPa6551.58722.62F 22KT1 YFa 2Ysa 2Y 2Yb2 d1 mn21.4524.5210 41.790.770.8856.07 MP

23、a6051.58722.18FP1FP1810 MPa266.67 MPa所以，可以判断大小齿轮的齿根弯曲疲劳强度都小于许用值，符合要求，校核完毕。经综合整理可得下表名称符号公式与说明小齿轮大齿轮齿数z根据工作要求确定25101mtmn cos，mt2.07模数mn 为标准值中心距amn ( z1 z2 )130a2cos分度圆直径ddmt z51.587208.413齿顶高hahamn2齿根高h fhf1.25mn2.5齿全高hhhahf4.5齿顶圆直径dad ad2h a55.587212.413齿根圆直径d fd fd2h f46.587203.413减速器机体结构 :总体选取减速器的箱

24、体采用铸造（HT200 ）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端H 7盖分机体采用is6 配合。（ 1）、 机体有足够的刚度：在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度（ 2）、 考虑到机体内零件的润滑，密封散热：因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，6.3联接表面应精创，其表面粗糙度为（ 3）、 机体结构有良好的工艺性：铸件壁厚为8，圆角半径为R=6。机体外型简单，拔模方便.减速器各部位及附属零件的名称和作用（1）、视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，

25、 能看到 传动零件齿合区的位置， 并有足够的空间， 以便于能伸入进行操作， 窥视孔有盖板， 机体上开窥视孔与凸缘一块， 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6 紧固（2）、油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住， 因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。（3）、油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 .（4）、通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，

26、以便达到体内为压力平衡.（5）、盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 .（6）、位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度， 在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 .（ 7）、吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.铸铁减速器机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系 /mm机座壁厚8机盖壁厚18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b112机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径d f14地脚螺钉数目轴承旁联接螺栓直径盖、座联接螺栓直径联接螺栓 d 2 的间距轴承端盖螺钉直径窥视孔盖螺钉直径定位销直径d f

27、、 d1 、 d 2 到外箱壁距离 d f 、 d 2 至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径轴承旁凸台高度外箱壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离机盖、机座肋厚轴承端盖外径轴承端盖 凸缘厚度轴承旁联接螺栓距离nd1d 2ld3d 4dC1C2R1hl112m1 、mD 2tS41410160108824， 20、1622、1420根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。5012127、 7联接式： D +(5 5.5) d3 ； 嵌入式： 1.25D +10 ；D 为轴承孔直径。12尽量靠近，以 M d1 和 M d 3 互不干涉为准六、轴的设计计算1. 高速轴的设计计算

28、(1)已知的转速、功率和转矩转速 n1 476.67 r / min ；功率 P1 2.304kw ；轴所传递的转矩T146.17 N m(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力由课本 226 页表 11.1 可知：选用 45#钢，进行调质处理， 齿面硬度为217 255HBS ，许用弯曲疲劳极限为1 275MPa ，抗拉强度极限b640MPa ，1 155MPa ；根据课本 233 页表 11.4 可确定轴的许用弯曲应力为：1 b60MPa(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径根据课本 232 页公式 11.2 和表 11.3，由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故 C=112。dC 3P1

29、123 2.30418.94mmn476.67由于最小轴段截面上要开1 个键槽，故将轴径增大5%?=(1 + 0.05) ×18.94 = 19.887?根据机械设计课程设计手册97 页表8-1 可知：标准轴孔直径有20mm ，故取dmin20mm(4)设计轴的结构并绘制轴的结构草图1)轴的结构分析（键的选择和配合方式的选择）显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装 V 带轮，选用普通平键， A 型，根据机械设计课程设计手册 56 页可知： b× h=6× 6mm(GB/T 1096 -2003) ，根据课本77 页 Lmax(1.6 1.8)d(1.

30、6 1.8)2032 36 mm，所以综合考虑键的系列长度，取L=28mm；取轴承的定位轴肩直径为27mm ；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。2）确定各轴段的直径和长度。外传动件到轴承透盖端面距离K=24mm轴承端盖厚度e=12mm调整垫片厚度t=2mm箱体内壁到轴承端面距离=12mm各轴段直径和长度的确定：d1：用于连接V 带轮，直径大小为V 带轮的内孔径，则偶的直径应该增大5%，故取 d1=22mm 。d2：密封处轴段，左端用于固定轴的直径大小较d1 增大 5mm ，d2=27mmV 带轮轴向定位，根据V 带轮的轴向定位要求，d3：滚动轴承处轴段，应与

31、轴承内圈尺寸一致，且较d2 尺寸大d3=30mm ，根据机械设计课程设计手册69 页表选取轴承型号为深沟球轴承1-5mm ，选取6206d4：齿轮处轴段，比d3 尺寸大2-5mm，选取d4=35mm 。d5：轴肩，用于齿轮的轴向定位，故选取d5=45mm 。d6：滚动轴承轴段，要求与d3 轴段相同，故选取d6=d3=35mm 。3)各轴段长度的确定L1：和大带轮配合， 为便于安装和定位，略小于大带轮轮毂宽度，选取L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=63mm 。L1=42mm。L3：由滚动轴承宽度以及齿轮端面到轴承端面距离确定，选取L3=38mm。L4：根据小齿轮宽度确定，长度略

32、小于小齿轮宽度以保证齿轮轴向定位可靠，取L4=83mm。L5：根据齿轮端面到箱体内壁距离确定，取L5=8mm。L6：由滚动轴承宽度以及轴承端面到箱体内壁距离确定，选取L6=28mm。轴段123456直径 (mm)222730354530长度 (mm)42633883828轴的全长 ：ll1l2l3l4l5l6l642633883828262mm2. 高速轴的轴上零件定位与配合(1) 键型号的确定根据第一段轴的直径d122mm ，长度l142mm和第四段轴的直径d435mm ，长度 l483mm，可查机械设计课程设计手册56 页表4-1(平键连接的剖面和键槽尺寸（GB/T1095 2003 摘录

33、）、普通平键的形式和尺寸（ GB/T 1095 2003 摘录） ) 得到，键的型号分别为： GB/T 1096 键 6 6 32 ； GB/T 1096 键 10 8 63 。(2)轴承的配合根据荷载的状态，查机械设计课程设计手册85 页表 6-10 （安装向心轴承的轴公差带代号）可以确定安装向心轴承的轴的公差带代号为k5。根据运载状态和载荷状态，查机械设计课程设计手册85 页表 6-11 （安装向心轴承的孔公差带代号）可以确定安装向心轴承的孔的公差带代号为J7。(3)齿轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，根据机械设计课程设计手册238 页表 17-2 （减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为H 7 。r 6(4)带轮与轴的配合根据高速轴的实际运行情况，查机械设计课程设计手册238 页表 17-2 （减速器主要零件的荐用配合）可选用的配合为H 7 。r 6图 1 高速轴的配合关系（ 5）高速轴上圆角、倒角等根据轴肩两端轴的直径，查机械设计课程设计手册表1-26 （圆形零件自由表面过渡圆角（参考） ）可以