机械设计课程设计说明书模板

燕山大学机械设计课程设计说明书题目：带式输送机传动装置学院（系）： 机械工程学院年级专业：09级机械设计及理论学号： 学生姓名： 指导教师： 教师职称： 教授目录一、设计任务书 二、传动方案分析 三、电动机的选择和参数计算 四、传动零件的设计计算 五、轴的设计 六、键的选择校核 七、轴承的校核 八、联轴器的选择及校核 九、密封与润滑的选择 十、减速器附件及说明 十一、装配三维图 十二、设计小结 参考资料 二、传动方案分析.传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。电机和工作机的安装位置:电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。国传动系统简图：illITOC\o"1-5"\h\z_III III 1I—\o"CurrentDocument"If产・ III ill 111

设计及计算过程结果三、电动机的选择和参数计算电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。1、选择电动机类型和结构形式由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。2、选择电动机的容量(功率)由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的工作功率Pd即PedNPd，电动机就能安全工作。(1)卷筒的输出功率P①Fu 1684义0.80।…p— — —1.41kw①lOOOn 1000义0.96w(2)电动机输出功率PdP-P6PdF传动装置的总效率n-n2n2n41 23式中“1、n2、…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。弹性柱销联轴器“1=0.99；圆柱齿轮传动n2=0.97；滚动轴承"3=0.98；则n-O.992义0.972义0.984-0.85一 P 1.41、，一故 p——(—— 1.66kwdn 0.85电动机计算公式和有关数据皆引自《机械设计课程设计指导手册》第9页〜第11页、第119页主要参数：Pw=1.41Kwn-0.85Pd=1.66kw

5设计及计算过程结果3、转速：卷筒转速：孔_60X1000U_60X1000x0.80_5660r/n①一兀D 3.14x270 _./min电机转速 n『(8〜40)n①=452.80〜2264r/min选择同步转速为1000r/min的电动机，如下表：n^_56.60rmin传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自《机械设计课程设计指导手册》第12页〜第15页i,_16.61i1_4.8i2_3.46n1_940/minn=195.83./minn_56.60./minn巫_56.6/'.卷 /min,1_1.64kwp2=1.56kw〃3=1.48kw电动机型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L-62.210009402.02.0n 940 ，i_(1.3~1.5)i,_4.65~4.994、传动比分配i—f— T6.61取i=480总n56.6 1① i2_i总/i1_3.46(1)各轴转速：I轴 n1_”=940/4inn940 /II轴 n2二"4.80_195用3%1., n195.83 /1n轴 n3二丁=3.46_56"0%n2卷筒轴 n卷二口3_56.604口(2)各轴的输入功率I轴 p_p-n _1.66x0.99_1.64kwII轴 p2_p1-n2 -n3_1.64x0.97x0.98_1.56kwn轴 p3_p2F2 F3_1.56x0.97x0.98_1.48kw5

6设计及计算过程结果卷筒轴 p卷=P3F]F3=1.48*0.99*0.98=1.44kw(3)各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为：T= d= 0 =16.86N-md d n 940T1=Td-n1=16.86X0.99=16.69N-mII轴 T2=TF2FJi1=16.69x4.80x0.97x0.98=76.15N-min轴T=T2F2F3.i2=76.15X3.46x0.97x0.98=250.46N-m卷筒轴T卷=T-n1-n3=250.46x0.99x0.98=243.0N•m表2运动和动力学参数p卷=1.44kwT=16.86V-mdT=16.6N•m1T=76.1N•m2T=250.4N•m37卷=243.N•m轴号功率P/kw转矩T/(N,m)转速n/(r,min)传动比i效率n电机轴1.6616.869401.000.991轴1.6416.699404.800.952轴1.5676.15195.833.460.953轴1.48250.4656.601.000.97卷筒轴1.44243.0056.60

7设计及计算过程结果四、传动零件的设计计算1、高速级齿轮的设计1.1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240±10HBS,大齿轮材料为45钢，正火，硬度为200±10HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用8-7-7级精度；3）选小齿轮齿数Z1-20大齿轮齿数Z2—q义4.80—96取z2-96；.z96i'=t———=4.80z20误差；8°一4.80-04.804）初选p=15°ed=1.11.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算ZZZZ2,、|2KT日士1（EH8P）d—3i1 、.N [。H]（1）载荷系数KA=1估计圆周速度v―3m/s，10^—0.6m/s动载系数Kv=1.078—[1.88—3.2（—十—）]cosP—[1.88—3.2（—十—）]cos15。=1.63a z1z2 20968=^AtanP—1.1义220tan15。=1.88P兀 兀齿轮计算公式和有关数据皆引自《机械设计》第76页〜第98页斜齿圆柱齿轮主要参数：45号钢调质HB1=240HBSHB2=200HBSz1=20z2=96i—4.80P=15°@d=1.1KA=1Kv=1.078―1.638P—1.887

10设计及计算过程结果(27)计算分度圆直径d=zm-=——20^2——=41.38mmi cosp cos14°50'24”d=zmn=—96^2——=198.62mmi cosp cos13O50'24''(17)齿宽b=。£、=1.1x41.38=45.518mm圆整取b2=46mm,b1=53mm1.3齿根弯曲强度校核2KT 「r oYY 「rO= YYYY<[o]o=F1Fa2Sa2<[O]F1 bdmFa1Sa1EP F1 F2 YY F21n Fa1Sa1一0.75 一0.75(1)重合度系数Y=0.25+——=0.25+--=0.71E e 1.63a..一 P一一一14.84。八一⑵螺旋角系数Yp=1Ep =1L93x12 =0.76产 产JL JLz 20 z (3)当量齿数z=——1-= =22.2，z=——2—=106.7V1 cos3p cos314.84。 v2 cos3p(4)齿形系数YFa1=2.68 YFa2=2.19(5)应力修正系数YSa1=1.56YSa2=1.80(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数OF].1=450MPao“2=390MPa，KN1=KN2=1d=41.3mm1d=198.63m1b2=46mmb1=53mmY=0.71EYp=0.76z1=22.2z=106.7v2YF1=2.68YF2=2.1941=1.56YSa2=1.80oF[向=450MPaof「=39MPaKFN1=1KfN2=110

11设计及计算过程结果(7)弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1「1K° 1x450[O]=F4im4-F4im1= =450MPaF1 S 1「1K° 1x390[O]=F0m2―Flim2= =390MPaF2 S 1(8)弯曲应力2x2.15x1.669x104o= x2.68x1.56x0.71x0.76f1 46x41.38x2=42.53MPa<[oFJo=42.53x2.19x1.80=40.10MPa<[o]f2 2.68x1.56 f2结论：强度足够所以：第一级齿轮的参数为S=1[o]=450MPaF1[o]=390MPaF2Of1<[Of1]OF2<[OF2]齿轮类型齿数分度圆直径mm止凶宽mm中心距mm螺旋角模数传动比齿顶高系数顶隙系数小齿轮2041.385312014.84°24.810.25大齿轮96198.62461.4.结构设计大齿轮为锻造结构，小齿轮为齿轮轴111212 13设计及计算过程结果s=£+,=1.62+1.75=3.37齿间载荷分配系统K仪=1.43，齿向载荷分配系数Kp=L”贝UK=KAxKxKxKb=1.25x1x1.43x1.11=1.90(8)计算小齿轮传递的转矩 T=7.615x104N-mm(9)查得区域系数Zh=2.42(10)重合度系数因s>1,取s=1z=,.=*P—=0.79B B sVsV1.62a(11)螺旋角系数zp=Jc0sB=0.985(12)弹性影响系数ZE=189.8、MPa(13)按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力。印加1—590MPa；大齿轮疲劳强度极限应力。Hiim2—470MPa；(14)应力循环次数N1=60nJ%=60x195.83x1x8x300x8=2.26x108mN 2.26x108…一N=——= =5.98x1072h 3.5取疲劳寿命系数KHN1=1.0;Khn2=1.0(允许有点蚀)(15)接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10—12)得[o]=*hn1lim1=59°=590MPaH1 S 1r [Ko 1.0x470 ”””n[o]=hn2-Hm2-= =470MPaH2 S 1£/3.37Ka=1.43K=1.11BK=1.90Zh=2.42Z=0.79Zb=0.985Ze=189{MPaQHlim1=590MPa°Hlim2=470MPaN1=2.26x108N=5.78x1072Khn1=1.0KHN2=L0[o]=590MPaH1[o]=47CMPaH213

14设计及计算过程结果取［。］=470MPa八H(10)试算小轮分度圆直径d1t［。］=470MPaHd=58.05mmv=0.594m/svz-Z1=0.12100K=1.0vd'=58.05mmm=3mma=140mmp=15.36°ZZZZ22KTN±1(EH8P)Q口 ［。HJ2x1.90x7.615x1043.5+1189.8x2.42x0.79x0.985、=J x ( )2V 1.1 3.5 470=58.05mm兀dn 兀x58.05x195.83八“仆’(11)实际圆周速度v= 1—= =0.5949m/s60x1000 60x1000一 ，一… vz 八一(12)修正载荷系数：按高=0.12100查得动载系数K=1.0vK(13)校正分度圆直径d，=d3—=58.0513Kv(14)计算法向模数d'cosp 58.05xcos14° __. om=t = =2.82mm取m=3mmn Z 20 'n1(15)中心距a二(Z1+z2)mn=(20+70)x3=139.23mm2cosp 2cos14°圆整取a=140mm(16)修正螺旋角c (Z+Z)m (20+70)x3p=arccos—1 2——n=arccos 2a 2x140=15.36°(17)修正由于P之值改变较小，所以不需要修正%,Ka,ZH.14

15设计及计算过程结果(27)计算分度圆直径/zm 20义30d= 『= =62.22mm1cosp cos14.36°d=z2mL=70义3=217.78mm1cosp cos15.36°(17)齿宽b=。dd]=1.1x62.22=68.442mm圆整取b2=69mm,b1=76mm2.3齿根弯曲强度校核2KT 「r oYY 「rO= YYYY<[o]o=F1Fa2Sa2<[O]F1bdmFa1Sa1EP F1 F2 YY F21n Fa1Sa1一0.75 一0.75(1)重合度系数Y=0.25+——=0.25+--=0.71E e 1.62a一 P一一15.36°八一(2)螺旋角系数Yp=1Ep%。=11-75x120O=0.78(3)当量齿数z=-1—= «。=22・22y1 cos3p cos315.36°z 70 力虫z=-2—= =77.78y2 cos3p cos315.36°(4)齿形系数YFa1=2.68 YFa2=2.20(5)应力修正系数YSa1=1.56YSa2=1.76d1=62.22mmd1=217.78mmb2=69mmb=76mm1Y=0.71EYp=0.78z1=22.22z2=77.78YF1=2.68Y2=2.2041=1.56YSa2=L7615

16设计及计算过程结果(6)弯曲疲劳极限应力及寿命系数。fI]=450MPa。门一二390MPa，KFN1=KN2=1(7)弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1oFli1-450MPao -380MPaKfn1-1Kfn2-1S=1[o]-450MPaF1[o]-380MPaF2oF1<[oF1]oF2<[oF2][o]=KFIim1_FIim1-1x450_4「50MPaF1 d 1k rr 1[OF2]=-F4im2-Flim2S一xL一)0MPa— —1(8)弯曲应力2x1.9o= f1 69=52.78MPaof2=52.78；结论：强度足所以：第二级0x7.615x104 )x62.22x3[°fJx2.2x1.76—2.68x1.56—够【弁人am仝.小二al<2.68x1.56x0.71x0.7818.88MPa<[oF2]齿轮的参数为止齿轮类型止齿数分度圆直径mm止齿宽mm中心距mm螺旋角模数传动比止齿顶高系数顶隙系数小止齿轮2062.227614015.36°33.510.25大止齿轮70217.78692.4结构设计大齿轮为锻造结构，小齿轮为模锻。16

17设计及计算过程结果五、轴的设计一、初步计算轴径先按式10-2初步估算轴的最小直径。选取材料为45钢、调制处理。输入轴与联轴器连接段，根据表102,取C=112，于是得d>cJP=112xJ164=13.48mmmin 3n3 3940轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%〜5%,于是得d1=(1+3%)d=13.88mm中间轴根据表102,取C=112，于是得d>C』P=112x』^56-=22.37mmmin3n3 3195.83输出轴与联轴器连接段，根据表10-2,取C=112,于是得d>C3P=112xJ^48-=33.24mmminYn V56.60轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%〜5%,于是得d'=(1+3%)d=34.24mm3 min以轴与齿轮连接段的最小轴径作为设计基准，尽量满足联轴器段的最小轴径要求。所以取，_ , “ , _d'=18mmd'=25mm,d,=35mm1 2 3轴的计算和有关公式皆引自《机械设计》第137~151页d'=18mm1d'=25mmd'=35mm17

设计及计算过程结果装配方案是：左端，小齿轮、套筒、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，大齿轮、套筒、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。设计及计算过程结果装配方案是：左端，小齿轮、套筒、左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，大齿轮、套筒、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。3、输入轴的初步设计如下图装配方案是：左端，左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，套筒、右端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。三、输出轴的弯扭合成强度计算由输出轴轴承处轴的直径d=45mm,查《机械设计指导手册》得到应使用轴承型号为6209，D=85mm，B=19mm。

设计及计算过程结果1、计算齿轮受力：螺旋角：P=15.36。 ^zm 20x3 ――分度圆直径：d=t-"n= =62.22mm分 . 3cospcos15.36。d=zm=70X3=217.78mm4cospcos15.36。大齿轮受力：转矩：T2=250460N.mmF二巴-2X250460-2300N圆周力：td 217.783口 Ftana2300xtan20。 “czf=—t = =868N径向力：r cosP cos15.36。轴向力：F=FtanP=2300xtan15.36。=632N2、计算轴承反力217一78632x -868x63水平面：R'— 2 —76N1 186632x21778+868x123R，: 2 二944N2 186D 2300X63灯垂直面：R- —779N, 1 186R,,-2300x123—1521N2 1863、画出水平面弯矩图Mxy，垂直面变矩Mxz图，和合成弯矩M-JM2+M2图Vxy xz4、画出轴的转矩T图，T=250447NmmP-15.36。壮3-62.22nmd4-217.78mmFt=2300NF-86NrF-632NaR;-76NR2-944NR-77N1q-152N设计及计算过程结果轴的结轴受力图心m受力图水平面弯矩图ES410Slffi（灯平面）受力95817垂直面蘸圈设计及计算过程结果轴的结轴受力图心m受力图水平面弯矩图ES410Slffi（灯平面）受力95817垂直面蘸圈1=25044711111277296272K

设计及计算过程结果7,求截面2的应力弯矩M1=112772x--二50121N.mm63° =°a=M= 501-1=5.5Mpa,0=0W 0.1x453 mT 2504471Q加口 tT一m- -13.7MPa t-t-c-6.85MPaW0.2*453 m28,求截面2的有效应力集中系数因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径r-2mmD48-一r 2 其应力集中可查表得:=--=1.07，—=—=0.044d45 d45由°人=650MPa查得（用插值法）K°=1.68,K°=1.239,求表面状态系数和尺寸系数£°臬，由表10-13查得P=0.92（Ra-3.2um，°b=650MPa），由表10-14查得£°=0.84,1=0.78（按靠近应力处的最小直径045mm查得）10,求安全系数由式（10-5）（设为无限寿命，kN-1）得S_K° - 1?293 「S°=K- = 1,68 «—^-°+o° x5.5p£a\m0.92x0.84°C Kt 1?169 1/八。S=-K ^1 123 -14.08T—t+PT ————X6.85+0.04x6.85p£aVTm0.92x0.78Tu SS 24.51?14.08 o「ES-। =, =12,21>[S]=1.8所以安全可靠Js2+S2 ,24.512+14.082°° T°a-5.5MPa°二0K°=1.68K°=1.23S°-24.51S°-14.08S-12.21

设计及计算过程结果六、键的选择校核.键的选择，根据轴径和轴的长度选择键，这里都选择普通平键输入轴：联轴器段轴径18,选键6X6X32中间轴：大齿轮配合段轴径30,选键8X7X32小齿轮配合段轴径30,选键8X7X63输出轴：大齿轮配合段轴径48,选键14X9X56联轴器段轴径35,选键10X8X70.键的校核由于静连接，取[6p]=110MPa,输出轴,联轴器段键的接触长度l'=l-b=70-10=60mm能 传 递 的 转 矩 为f1,, 、 1 一T=—hl,d[6]=—x8x60x35x35x10-3=462N•m4 p4>T=250.46N•m输出轴，大齿轮配合段键的接触长度l=l-b=56-14=42mm能 传 递 的 转 矩 为键的选择引自《机械设计手册》第189页课程设计指导E1 1T=—hl,d[6]=义9*42*38义110x10-3=498.96N-m4p4>T=250.36N・m校核通过结论：键安全

设计及计算过程结果七、轴承的校核1、基本寿命：八年一班l'=8x1x8x300=1.92x104hh2、输出轴寿命校核轴承型号为深沟球轴承6209，其尺寸为dXDXB=45X85X19。计算轴承的轴向载荷的基本额定动载荷C0=20.7KN，基本额定静载荷C=31.7KN极限转速：r=9000r/minF=JR,2+R,,2=J762+7792=782.70NF=JR,2+R，，2=J9442+15212=1790.13Nr2 Y2 2Fa=632N轴承2压紧F 632f= =0.031e=0.23C20.7*1030F 632 一 一y= =0.35>e 则X=0.56Y=1.9F 1790.13 2 2r2F 632 一-a-= =0.81>e 则uX=0.56Y=1.9F 782.70 2 2r1P=XF+YF=0.56*782.70+1.9*632=1639.11NC1 1r1 1aP=XF+YF=0.56*1790.13+1.9*632=2203.27NC2 2r2 2ac c T 106(C¥ -则P>P「，按P计算：L=-5-=2.14X106>19200hC1 C2 C2 h10 60n1PJ结论：轴承安全滚动的计算公式和数据皆引自《机械设计》第159〜173页Lh=2.14X10610

26八、联轴器的选择及校核1、电动机与输入轴之间：为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。查得电机轴外伸直径D=18mm，选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160N•机机，半联轴器的孔径*=18mm，半联轴器长度L=42mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为30mm。2、输出轴与卷筒轴之间：选HL2型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315N•mm，半联轴器的孔径d1=35mm3.、联轴器校核T=16.69N•m<[T]T输出=243.00N•m<[T]结论，联轴器安全。26

设计及计算过程结果九、密封与润滑1、齿轮采用浸油润滑，由《机械设计(机械设计基础)课程设计》表16-1查得选用N220中负荷工业齿轮油(GB5903-86)。，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高。由于第二级大圆柱齿轮圆周速度v=2.02m/s>2m/s，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。2、滚动轴承的润滑开设油沟，飞溅润滑。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用SH0537-1992润滑油。4、密封方法的选取轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J型骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。

设计及计算过程结果十、减速器附件及说明.窥视孔盖窥视孔盖的规格为140X100mm。在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点级齿侧间隙等。窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能深入操作。平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的纸质封油垫片。.放油螺塞螺塞规格为M161.5，放油孔的位置应在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。螺塞材料采用Q235。.油标油标选用M12杆式油标，油标尺常放置在便于观测减速器油面级油面稳定处，对于多级传动油标安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。.通气器减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。.起盖螺钉：箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉