1、機械設計課程設計計算說明書圖紙加153893706機械工程學院機械設計制造及其自動化專業2007級3班設計者 指導教師 2010年1月15日山東大學contents設計任務概述 2確定傳動方案 3選擇電動機 3傳動比計算及分配 4運動及動力學參數計算 4帶傳動設計 6高速級齒輪傳動設計校核 8低速級齒輪傳動設計校核 12高速軸設計校核 17高速軸軸承設計校核 19中間軸設計校核 20中間軸軸承設計校核 22低速軸設計校核 23低速軸軸承設計校核 25鍵聯接設計校核 26聯軸器設計校核 27潤滑及密封 28參考資料 28設計小結 28一、 設計任務概述在鑄造車間，我們常用運輸帶來運送造型用的砂型

2、。運輸帶通常由電動機帶動，但是電動機轉速一般很高，而運輸帶的速度卻不能太高。因此，需要在電動機和運輸帶主動鼓輪之間增加減速傳動裝置。常見的減速傳動裝置有帶傳動、鏈傳動、齒輪減速箱等，在工程上已經得到廣泛使用。本設計即旨在采用這些常見的傳動裝置來達到減速的目的，如下圖所示。已知條件：（1） 運輸帶每日兩班制工作，工作期限7年。（2） 運輸帶主動鼓輪輸入端轉矩。（3） 主動鼓輪直徑。（4） 運輸帶速度。（5） 采用帶傳動、展開式二級齒輪減速器、鏈傳動的組合來設計減速傳動裝置。（6） 檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。（7） 工作環境為室內常溫，灰塵較大，砂型進入運輸帶時對運輸帶

3、主動鼓輪有一定沖擊，減速傳動裝置整體工作平穩、可靠。 二、 確定傳動方案1、 初步選擇電動機考慮到本減速傳動裝置的工況，初步選擇工業上廣泛使用的y系列三相異步電動機，同步轉速初選1500 r/min。2、 估計總傳動比主動鼓輪直徑運輸帶速度 主動鼓輪轉速 總傳動比3、 確定傳動類型和級數根據初估的總傳動比，初步選擇使用帶傳動、鏈傳動和齒輪減速器等常見減速裝置。其中，帶傳動實現第一級減速，傳動比；齒輪減速器中，首級減速傳動比，次級減速傳動比；鏈傳動的傳動比。這樣，總傳動比。4、傳動系統平面圖tw = 740000 nmmnw = 40 r/miny112m-4pm = 4 kwnm =1440

4、r/min三、 選擇電動機主動鼓輪軸輸入轉矩主動鼓輪所需輸入功率傳動裝置總效率。其中，帶傳動效率；鏈傳動效率；齒輪（8級精度，稀油潤滑）傳動效率；滾動軸承（球軸承）傳動效率；聯軸器傳動效率。這樣，。電機所需的輸出功率據此，決定選擇y112m-4型電動機，這是一種y系列全封閉自扇冷鼠籠型三項異步電動機，在工程上廣泛使用。其額定功率，滿載轉速，輸出軸直徑，輸出軸外伸端長度，機座中心。四、 總傳動比計算及分配 總傳動比 根據總傳動比，決定分配帶傳動傳動比；齒輪傳動高速級傳動比，低速級傳動比；鏈傳動傳動比。這樣，總傳動比。五、 運動及動力學參數計算1、 各軸輸入功率帶傳動輸入功率齒輪減速器高速軸輸入功

5、率中間軸輸入功率低速軸輸入功率鏈傳動輸入功率鼓輪軸輸入功率2、 各軸轉速帶傳動輸入軸轉速齒輪減速器高速軸轉速中間軸轉速低速軸轉速鏈傳動輸入軸轉速鼓輪軸轉速3、 各軸輸入轉矩 4、 參數列表軸參數電機軸i軸ii軸iii軸鏈軸鼓輪軸功率p（kw）43.83.653.53.433.2轉速n（r/min）1440720180606040轉矩t（）六、 帶傳動設計1、工作情況系數 由文獻【1】表11.5查得 工作情況系數 2、計算功率 3、選帶型號 根據計算功率，小帶輪轉速，由文獻【1】表11.15 選取a型。 4、小帶輪直徑 由文獻【1】表11.6 選取 5、大帶輪直徑 6、大帶輪轉速 7、驗算傳動比

6、誤差實際傳動比傳動比誤差 合適帶轉速 合適8、計算帶長 初取中心距帶長 由文獻【1】圖11.3，選取基準長度。 9、計算中心距和包角 中心距 小帶輪包角10、求帶根數由文獻【1】表11.8，可知本設計中單根普通v帶傳遞功率；由表11.7 可知包角系數；由表11.12 可知長度系數；由表11.10 可知單根普通v帶時傳動功率的增量。綜上，可知帶根數 11、求軸上載荷 由文獻【1】表11.4，查得a型v帶質量 帶上的張緊力 壓軸力七、 高速級齒輪傳動設計校核1、選材 根據文獻【1】表12.7，決定選取小齒輪材料為40cr，調質處理，硬度hb；大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度hb。 2、初步計算

7、轉矩 由文獻【1】表12.13，查得尺寬系數由文獻【1】圖12.17c，可得接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應力 由文獻【1】由表12.16，估計，取初步計算小齒輪直徑取確定中心距 3、配湊中心距 核算 由文獻【1】表12.3，取，這樣， 。 驗算 所以 4、接觸疲勞強度校核圓周速度由文獻【1】表12.6，決定選擇齒輪精度為8級精度。由文獻【1】表12.9知：使用系數；由圖12.9知：動載=1.05。對于齒間載荷分配系數，由文獻【1】表12.10知，先求： 由上所得：對于齒向載荷分布系數，由文獻【1】表12.11， 綜上，可知載荷系數由文獻【1】表12.12，查得彈性系數；由圖12.16，可知

8、節點區域系數。螺旋角系數由文獻【1】表12.14，可得接觸最小安全系數總工作時間由文獻【1】式12.12，可知應力循環次數 由文獻【1】圖12.18，可得接觸壽命系數 綜上，可得許用接觸應力及驗算 計算結果表明，接觸疲勞強度足夠。5、 彎曲疲勞強度驗算 于是，重合度系數 螺旋角系數 齒間載荷分配系數 由文獻圖 12.14可知，齒向載荷分布系數 綜上所述，可得載荷系數由文獻圖12.23，可得彎曲疲勞極限 由文獻表12.14，可知彎曲最小安全系數 應力循環系數由文獻圖12.24，可得彎曲壽命系數由文獻圖12.25，可知尺寸系數于是，許用彎曲應力6、幾何尺寸計算 齒高八、 低速級齒輪傳動設計校核1、

9、 選材 根據文獻【1】表12.7，決定選取小齒輪材料為40cr，調質處理，硬度hb；大齒輪材料為45鋼，調質處理，硬度hb。 2、初步計算 轉矩 由文獻【1】表12.13，查得尺寬系數由文獻【1】圖12.17c，可得接觸疲勞極限 初步計算的許用接觸應力 由文獻【1】由表12.16，估計，取初步計算小齒輪直徑取確定中心距 3、配湊中心距 核算 由文獻【1】表12.3，取，這樣， 。 驗算 所以 4、接觸疲勞強度校核圓周速度由文獻【1】表12.6，決定選擇齒輪精度為8級精度。由文獻【1】表12.9知：使用系數；由圖12.9知：動載=1.02。對于齒間載荷分配系數，由文獻【1】表12.10知，先求：

10、 由上所得：對于齒向載荷分布系數，由文獻【1】表12.11， 綜上，可知載荷系數由文獻【1】表12.12，查得彈性系數；由圖12.16，可知節點區域系數。螺旋角系數由文獻【1】表12.14，可得接觸最小安全系數總工作時間由文獻【1】式12.12，可知應力循環次數 由文獻【1】圖12.18，可得接觸壽命系數 綜上，可得許用接觸應力及驗算 計算結果表明，接觸疲勞強度足夠。5、彎曲疲勞強度驗算 于是，重合度系數 螺旋角系數 齒間載荷分配系數 由文獻圖 12.14可知，齒向載荷分布系數 綜上所述，可得載荷系數由文獻圖12.23，可得彎曲疲勞極限 由文獻表12.14，可知彎曲最小安全系數 應力循環系數由

11、文獻圖12.24，可得彎曲壽命系數由文獻圖12.25，可知尺寸系數于是，許用彎曲應力6、 幾何尺寸計算 齒高三、 高速軸設計校核1、 選 材2、 初估直徑 由文獻【1】表16.2，可得材料系數c = 112。 考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加3，所以，圓整取30 mm。3、 結構設計 i軸結構及各部分尺寸如下圖所示，倒角均為c1，各軸段過渡處圓角均為r1，齒輪處過渡圓角為r2。4、 強度校核豎直支反力水平支反力豎直彎矩圖水平彎矩圖當量彎矩圖當量轉矩圖合成彎矩圖 如圖，計算水平支反力：如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為。繪制合成彎矩

12、圖如圖，從左往右折點彎矩分別為：當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩繪圖如圖所示。 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面i，危險截面ii，危險截面iii： 另外，考慮到安裝齒輪軸段的直徑與齒輪齒根圓直徑僅相差約四個模數，因此可以把該軸段做成齒輪軸，其左邊定位軸肩不變，輪齒兩端圓角至軸肩。十、 高速軸軸承校核根據文獻【1】附錄表18.1，決定選擇軸承的型號為：7207c。其中軸承參數為： d72 mm，b17 mm，cr23.5 kn，cor17.5 kn。十一、 中間軸設計校核1、 選 材2、 初估直徑 由文獻【1】表16.2，可得材料系數c = 112。 考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加3，所以，

13、圓整取35 mm。3、 結構設計 ii軸結構尺寸如下圖，倒角均為c1，各軸段過渡處圓角均r1，齒輪處過渡圓角r2。4、 強度校核水平支反力水平彎矩圖豎直支反力豎直彎矩圖合成彎矩圖當量轉矩圖當量彎矩圖 如圖，計算水平支反力：如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為。繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為：當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩繪圖如圖所示。 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面i，危險截面ii： 十二、 中間軸軸承校核根據文獻【1】附錄表18.1，決定選擇軸承的型號為：7207c。其中軸承參數為： d72 mm，b1

14、7 mm，cr23.5 kn，cor17.5 kn。 十三、 低速軸設計校核1、 選材2、初估直徑 由文獻【1】表16.2，可得材料系數c = 112。 考慮到軸上有一個鍵槽，軸徑應增加3，所以，同時考慮聯軸器孔徑標準系列，這里iii軸最小直徑圓整取50 mm。3結構設計 ii軸結構及各部分尺寸如下圖所示，倒角均為c1，各軸段過渡處圓角均r1，齒輪處過渡圓角r1.5。聯軸器的軸向固定可以采用套筒。4、強度校核當量彎矩圖當量轉矩圖合成彎矩圖豎直彎矩圖豎直支反力水平支反力水平彎矩圖如圖，計算水平支反力：如圖，計算垂直支反力： 繪制水平彎矩圖如圖，最高點彎矩為 繪制垂直彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分

15、別為。繪制合成彎矩圖如圖，從左往右折點彎矩分別為：當量轉矩據此，繪制轉矩及當量轉矩繪圖如圖所示。 確定危險截面校核軸徑尺寸，危險截面i，危險截面ii： 十四、 低速軸軸承校核根據文獻【1】附錄表18.1，決定選擇軸承的型號為：7210c。其中軸承參數為： d72 mm，b17 mm，cr23.5 kn，cor17.5 kn。 十五、 鍵聯接設計校核1、 電動機小帶輪端的鍵考慮到電機輸出軸直徑，輸出軸外伸端長度，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸bh = 87（mm）， 長度l = 50 mm。 鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得120mpa。則鍵聯接所能傳遞的轉矩為： 2、 高速軸大帶輪端的鍵

16、高速軸帶輪端尺寸：3065，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸bh = 108（mm），長度l = 55 mm.鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得120 mpa。則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 3、 中間軸的鍵 大齒輪：大齒輪相關尺寸：5537，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料為鍛鋼，尺寸bh = 128（mm），長度l = 50 mm。鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得150 mpa。則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 小齒輪：小齒輪相關尺寸為：7637，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸bh = 128（mm），長度l = 65 mm。鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得120 mpa。則鍵聯接所能傳遞的扭

17、矩為：4、 低速軸鍵 低速軸帶輪端尺寸：6652，決定選擇使用圓頭普通平鍵，材料鍛鋼，尺寸bh = 1610（mm），長度l = 56 mm。鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得150 mpa。則鍵聯接所能傳遞的扭矩為： 5、聯軸器處鍵聯軸器處相關尺寸為：11250，決定選擇使用圓頭普通平鍵，尺寸bh =1610（mm），長度l = 100 mm.鍵的接觸長度。由文獻【1】表7.1得120 mpa。則鍵聯接所能傳遞的扭矩為：十六、 聯軸器設計校核聯軸器允許的公稱轉矩：。據此，決定選擇使用ml8型梅花形彈性聯軸器 gb5272-85，彈性硬度c94。 主動端：z型軸孔，c型鍵槽 從動端：y型軸孔

18、，b型鍵槽 十七、 潤滑與密封閉式減速器中的齒輪等傳動件采用油浴潤滑，帶傳動和鏈傳動等開式傳動裝置各軸承采用脂潤滑。減速器用軸承采用飛濺潤滑，氈圈密封，在下箱體上端面加工出油溝。考慮到減速器中兩個小齒輪的圓周速度平均值：根據文獻【1】表12.22，查得潤滑油運動粘度為220cst，據此，決定選擇牌號為220的l-ckc工業閉式齒輪油，浸油潤滑，潤滑油油面添加到指定高度。十八、 參考資料1、 文獻【1】：機械設計（第四版）邱宣懷 主編 高等教育出版社出版2、 文獻【2】：機械設計課程設計 黃珊秋 主編 機械工業出版社3、 文獻【3】：機械設計常用標準 黃珊秋 主編 山東大學出版社4、 文獻【4】：畫法幾何與機械制圖廖希亮 邵淑玲 主編 山東科學技術出版社十九、 設計小結 這次關于帶式運輸機上的兩級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質意義重大。通過三個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。機械設計是機械工業的基礎，是一門綜合性相當強的技術課程。它融合了機械原理、機械設計、理論力學、材料力學、公差與配合、機械cad/cam、機械工程材料、機械設計手冊等資料，指導學生從實踐的角度理解機械設計的方法、過程和目的。這次的課程設計，對于培養我們理論聯系實際的設