1、機械設計課程設計題目：帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器專業班級：車輛工程113班姓 名： 李正 指導老師：陳豐老師1. 設計任務書一、課程設計的目的機械設計課程設計是機械設計基礎課程最后一個重要的實踐性教學環節，也是工科院校機械類專業學生第一次全面的機械設計訓練。課程設計的目的為：1、綜合運用機械設計課程及其它先修課程的理論和生產實際知識進行機械設計訓練，從而使這些知識得到進一步的鞏固、加深和擴展。2、在課程設計實踐中學習和掌握通用機械零部件、機械傳動及一般機械設計的基本方法與步驟，培養學生工程設計能力，分析問題、解決問題的能力以及創新能力。3、提高學生在計算、制圖、運用設計資料、進行

2、經驗估算、考慮技術決策等機械設計方面的基本技能。二、課程設計的內容與題目課程設計的內容包括：電動機的選擇；計算傳動裝置的運動和動力參數；傳動零件、軸的設計計算；軸承、聯軸器、潤滑、密封和連接件的選擇及校核計算；箱體結構及附件的設計；繪制裝配工作圖及零件工作圖；編寫設計計算說明書。在規定的學時數內，要求每個學生在設計中完成以下工作：減速器裝配圖一張（A1號圖紙）；零件工作圖2張（A3號圖紙，軸一張、齒輪一張）；只對中間軸進行校核計算；設計說明書1份，50006000字。題目2：設計用于帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器由于班級序號為10，故題號：E10，運輸帶工作拉力F/N：1750，運輸

3、帶工作速度v (m/s)：1.35，卷筒直徑D(mm)：240，工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5%。2. 設計方案·根據任務書有以下設計方案：3.傳動裝置的總體設計3.1 電機選擇設計內容計算及說明結 果1、選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選，選用用三相籠型異步電動機，其機構為封閉式結構，電壓為380V,Y型。2、選擇電動機的容量工作機的有效功率為：PW=從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：式中：，分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯軸器和轉筒的傳動效率。 取=0.96,=0.98,（滾子軸承），

4、=0.96，=0.99，=0.96，所以： =0.78 所以電動機所需的功率：PW=2.36kW0.78Pd=3.03kw3、確定電動機的轉速卷筒軸工作轉速為 根據傳動比的合理范圍，取V帶傳動的傳動比,二級圓柱齒輪減速器傳動比,則總傳動比合理范圍為,故電動機轉速的可選范圍為根據電動機的類型、容量和轉速，由機械設計課程設計手冊選定電動機的型號為Y100L-2，其主要性能如下表所示:電動機型號額定功率/kw滿載轉速r/minY112M-2428902.22.3n=107.48r/min3.2 傳動裝置的總傳動比及分配設計內容計算及說明結 果1、總傳動比2、分配傳動比 考慮潤滑的條件，為使兩級大齒輪

5、相近，取 ，,故：=3.67;3.67=3.67設計內容計算及說明結 果1、各軸的轉數軸 軸 軸 卷筒軸 2、各軸的輸出功率軸：軸：軸：卷筒軸：3、各軸的輸出轉矩故軸：軸：軸：卷筒軸：將上述計算結果匯總與下表:帶式傳動裝置的運動和動力參數軸名功率P/k w轉矩T/N. m轉速r/min傳動比i電動機軸3.0310.012890 23.673.671軸2.9119.231445軸2.7466.46363.73軸2.58229.67107.28卷筒軸2.50222.55107.284.傳動件的設計4.1 V帶的設計設計內容計算及說明結 果1、帶的型號的確定額定功率P=3.03 kW 根據工作情況由

6、機械設計教材表87查的KA=1.2P ca=3.636kw 根據功率Pca和小帶輪轉速nm=2870r/min按機械設計圖8-11選擇：普通V帶Z型 普通V帶V帶Z型2、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速查機械設計表8-6和表8-8 圖8-11取小輪基準直徑dd1=75mm帶速因為,故帶速合適大輪基準直徑根據表8-8可得 ，不用圓整dd1=75mm 3、確定V帶的中心距a和基準長度Ld根據機械設計(8-20）初定中心距a0=400mm由式（8-22）計算所需的基準長度 由表82選帶的基準長度Ld=1330mm.按式（8-23）計算實際中心距a；根據式（8-24）；中心距的變換范圍466-527mmL

7、d=1330mma =487mm4、驗算小帶輪上的包角和計算帶的根數z最小包角 計算帶的根數z由dd1=80mm和nm=2890r/min,由表8-4a得P0=0.56kW。根據nm=2890r/min，i=2和Z型帶，查表8-5b得P0=0.04kW。查表8-6的K=1，表8-2得KL=1.13，于是 Pr= （P0+P0）KKL=0.678kWZ= =3.363/0.678=4.96.取5根Z=55、計算單根v帶的初拉力的最小值壓軸力F p由機械設計表8-3得Z型帶的單位長度質量q=0.06kg/m所以 = 55.81N 應使帶的實際初壓力壓軸力的最小值為=558.05N=55.81N4.

8、2 齒輪的設計 高速級齒輪設計設計內容計算及說明結 果1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用8級精度3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數z1=20，大齒輪齒數z2=20×3.67=74。直齒圓柱齒輪45鋼小齒輪調質處理大齒輪調質處理8級精度z1=20z2=742、按齒面接觸強度設計 3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算根據設計公式進行試算，即確定公式內的各計算數值 試選載荷系數：Kt=1.3 計小齒輪傳遞的轉矩：由機械設

9、計教材表107選取齒寬系數=1 由機械設計教材表107查的材料的彈性影響系數由機械設計教材圖1021d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。計算齒輪應力循環次數；由教材圖1019取接觸疲勞強度壽命系數KHN1=0.90;KHN2=0.95;計算接觸疲勞需用力。取失效概率為1%，安全系數S=1, 按教材許用力公式 =0.90×600=540MPa =0.95×550=522.5MPa試算小齒輪分度圓直徑d1,代入中較小的值。=37.42mm計算圓周速度計算齒寬bb=d.d1t=1×37.42

10、=37.42mm計算齒寬與齒高之比。模數 齒高 h=2.25mt=2.25×1.87=4.21mm其比為 =37.42/4.21=8.89計算載荷系數。根據v=2.83m/s,8級精度，由教材圖10-8查的動載系數KV=1.15;直齒輪，;由教材表10-2查的使用系數KA=1;又由表10-4用插值法查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.173。由=8.89，=1.173查圖10-13的=1.19；故載荷系數 K=KAKV KHKH=1×1.15×1×1.19=1.37按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得計算模數m. 由教

11、材式（10-5）的彎曲強度的設計公式.確定公式內的各計算數值1)由教材圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=300MPa.2）由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85，KFN2=0.88;3)計算彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-14）得計算載荷系數4）K=KAKV KFKF=1×1.15×1×1.19=1.3695)查取齒形系數由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取應力校正系數由教材表10-18查的YSa1=1.55; YSa2=1.756。7）計

12、算大小齒輪的并加以比較。=0.01439=0.01444大齒輪的數值大（2）計算對比計算結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小注意取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算的模數1.49并就近圓整為標準值m=1.25mm,按接觸強度算的分度直徑d1=38.08mm算的小齒輪齒數 Z1=38.08/1.25=30 大齒輪齒數 Z2=30×3.67=110 這樣設計的齒輪傳動，即滿足齒面的接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊促，避免浪費。（1） 計算分度圓直徑 d

13、1=z1m=30×1.25=37.5mm d2=z2m=110×1.25=137.5mm(2)計算中心距 （3）計算齒輪寬度 取B1=42.5mm,B2=37.5mm。所以小結得由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪1.2537.537.530大齒輪1.25137.542.5110N1 =540MPa=522.5MPa =37.42mmVm t =1.87mmh=4.21mmK=1.37d1=38.08mmm=1.90mm=303.57MPa=238.86MPaK =1.369M1.24mmm=1.25mm Z1=30Z2=110d1= 37.5mmd2 =137.5mma

14、=87.5mmb=37.5mmB1=42.5mmB2=37.5mm低速齒輪的設計設計內容計算及說明結 果1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）選用8級精度3）材料選擇，由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS4）試選小齒輪齒數z1=20，大齒輪齒數z2=20×3.67=74。直齒圓柱齒輪45鋼小齒輪調質處理大齒輪調質處理8級精度z1=20z2=742、按齒面接觸強度設計3、按齒根彎曲強度設計4、尺寸計算根據設計公式進行試算，即確定公式內的各計算數值 試選載荷

15、系數：Kt=1.3 計小齒輪傳遞的轉矩：由機械設計教材表107選取齒寬系數 由機械設計教材表107查的材料的彈性影響系數由機械設計教材圖1021d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限a;大齒輪的接觸疲勞強度極限。計算齒輪應力循環次數； 由教材圖1019取接觸疲勞強度壽命系數KHN1=0.98;KHN2=1.08計算接觸疲勞需用力。取失效概率為1%，安全系數S=1, 按教材許用力公式 =0.98×600=588MPa =1.02×550=561MPa試算小齒輪分度圓直徑d1,代入中較小的值。=52.30mm計算圓周速度計算齒寬b計算齒寬與齒高之比。模數 齒高 h=2.25m

16、t=2.25×2.615=5.88mm其比為 =52.30/5.88=8.89計算載荷系數。根據v=1.07m/s,8級精度，由教材圖10-8查的動載系數KV=1.05;直齒輪，;由教材表10-2查的使用系數KA=1;又由表10-4用插值法查的8級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，=1.173。由=48.98/5.51=8.89，=1.173查圖10-13的=1.24；故載荷系數 K=KAKV =1×1.05×1×1.173=1.23按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑，由式（10-10a）得計算模數m.由教材式（10-5）的彎曲強度的設計公式.確定公式

17、內的各計算數值1)由教材圖10-20c查的小齒輪的彎曲疲勞強度極限; 大齒輪的彎曲疲勞強度極限.2）由教材圖10-18取彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.88，KFN2=0.95;3)計算彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得2計算載荷系數4）K=KAKV KFKF=1×1.05×1×1.173=1.235)查取齒形系數由教材表10-5查得YFa1=2.80; YFa2=2.226。6) 查取應力校正系數由教材表10-5查的YSa1=1.55; YSa2=2.2267）計算大小齒輪的并加以比較。=0.01381=0.02415大齒輪的數值大（2）計算對比計算

18、結果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小注意取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算的模數2.30并就近圓整為標準值m=2.5mm,按接觸強度算的分度直徑d1=51.34mm算的小齒輪齒數 大齒輪齒數 Z2=26×3.67=94 這樣設計的齒輪傳動，即滿足齒面的接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊促，避免浪費。（1） 計算分度圓直徑 d1=z1m=26×2.0=52mm d2=z2m=94×2.0=188mm(2)計算中心距 （3）計算齒輪寬

19、度 取B1=57mm,B2=52mm。所以小結得由此設計有模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪2.0525726大齒輪2.01885294N1 =588MPa=561MPa=52.30mmVm t =2.615mmh=5.88mmK=1.23d1=51.34mmm=2.57mm=314.29MPa=203,57MPaK =1.23M=2.5mmZ1=26Z2=94d1= 52mmd2 =188mma=120mmb=52mmB1=57mmB2=52mm5.軸及軸上零件的設計5.1 高速軸的設計設計內容計算及說明結 果1、已知條件 功率轉矩轉速齒輪齒寬2.91Kw19.23 N·m1445r/m

20、in42.5mm2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸的直徑先按機械設計教材式115-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為45號鋼。根據表115-3選取A0=112。于是有:d min=14.14mm4、選擇滾動軸承初步選擇滾動軸承。選6005深溝球軸承；通過查手冊可知6005深溝球軸承d=25(mm) ，B=12（mm）6005深溝球軸承5、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度于此軸的相配合的齒輪分度圓直徑比較小，所以將此軸設計成齒輪軸。: 軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩，取L1-2=37.5

21、mm ， 且d1-2=25mm, 與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位:2-3段軸要與齒輪配合，此段齒輪與軸一體，故要有一個軸肩，這里我們取h=5mm，所以d2-3=35mm ； 又由于小齒輪齒寬B=42.5mm ，根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取 L2-3=42.5mm；: 4-5段軸沒有什么與之相配合的零件，考慮到下段有個軸肩，但直徑仍設計為d4-5=35mm,L4-5=63.5mm: 5-6段 d5-6=25,L5-6=40mm,右端用軸端擋圈固定軸承。：6-7段, 由于輸入端是與v帶輪的輪轂相連，由于v帶為z型

22、故v帶的寬度為4e+2f=65mm.d6-7=25,L6-7=75mm,其中末端的的65mm與v帶的輪轂進行連接，中間與箱體的10mm用檔圈進行輪轂與左端軸承的定位。L1-2=37.5mmd1-2=25mmd2-3=35mmL2-3=42.5mmd4-5=35mm L4-5=63.5mmd5-6=25L5-6=40mmd6-7=25mmL6-7=75mm6、確定軸的的倒角和圓角 參考1表15-2，取軸端倒角為1.2×45°，各軸肩處的圓角為1.6mm。7、軸的草圖5.2 中速軸的設計設計內容計算及說明結 果1、已知條件 功率轉矩轉速2.74Kw66.46 N·m3

23、93.73r/min2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸的直徑先按式機械設計教材15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為根據表15-3選取于是有4、選軸承. 初步選擇滾動軸承。選6006深溝球軸承；通過查手冊可知6006深溝球軸承d=30(mm) ，B=13（mm） ，c=13.2kN。選6006深溝球軸承5、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:1-2段軸我們取為 L1-2=40mm，d1-2=30mm 。與1-2段軸相配合的深溝球軸承，左端用軸端擋圈進行軸向定位，右端采用套筒進行軸向定位。：2-3

24、段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取h=5mm，所以d2-3=40mm ； 又由于大齒輪齒寬B=40.5mm ，根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取 L2-3=35mm；：為了實現齒輪的右端的軸向定位，應將3-4段軸的直徑比2-3段稍微大一些，h>0.07d這里取其直徑為 d3-4=46mm；由于3-4段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據設計方案，這里取L3-4=10mm 。：4-5段軸要與小齒輪相配合，且為能利用3-4段軸的軸肩，所以此段軸的直徑要比4-5段軸要小一些，這里我們取 d4-5=40mm；由于小齒輪的齒寬為B=60mm，根據與

25、齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取L4-5=50mm。：5-6段軸與之相配合的零件是軸承，所以其直徑和長度與軸最右端的軸承一樣，故d5-6=30mm, L5-6=40 mm， 。L= L1-2 +L2-3+L3-4 +L4-5 +L5-6=40 +35+10+50+40=175mm，同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。L1-2=40mmd1-2=30mmd2-3=40mmL2-3=35mmd3-4=46mmL3-4=10mmd4-5=40mmL4-5=50mm

26、d5-6=30mmL5-6=40 mmL=175mm6、倒角參考教材表15-2，取軸端倒角為1.2×45°，各軸肩處的圓角為27、軸的結構草圖5.3 低速軸的設計設計內容計算及說明結 果1、已知條件 功率轉矩轉速齒輪齒寬2.58Kw229.67 N·m107.28r/min57mm2、選擇軸的材料因傳遞的功率不大，并對重量及結構尺寸無特殊要求，故選用常用的材料45鋼，調制處理45鋼，調制處理3、初算軸直徑 先按式機械設計教材15-2初步估算軸的最小直徑，選取軸的材料為根據表15-3選取于是有dmin=32.33mm4、選取聯軸器輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器的，

27、為了所選的軸的直徑與聯軸器的孔徑相適宜，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩T ca=KAT3,查教材表14-1，考慮到轉矩的變化很小，故取KA=1.5，則：T ca=KAT3=1.5×229.67=344.51N.m按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊選用型號為LT7型聯軸器其公稱轉矩為500N.m聯軸器的孔徑為40mm,故軸的最小直徑選擇40mm，TCA=344.51N.m。聯軸器的長度L=112mm,聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=84mm.選用型號為LT7型聯軸5、選擇軸承6、根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度初步選擇滾動軸承。由于軸的直徑為40mm選60

28、08深溝球軸承；通過查手冊可知6008深溝球軸承d=40(mm) ，B=15（mm）。:1-2段軸由于與聯軸器的轂孔長度L1=84m，為了保證軸端擋圈只壓在聯軸器上而不壓在軸的端面上，故軸的長度比L1略短一些我們取為 L1-2=82+8mm，d1-2=40mm 。，右端采用套筒進行聯軸器和軸承的軸向定位。：2-3段軸上要有一個擋圈固定軸承，下段軸設計個軸肩，所以d2-3=40mm ，取 L2-3=25mm；：3-4段軸要進行軸端配合，故要有一個軸肩，這段軸沒有與之相配合的零件，這里我們取h=4mm，所以d2-3=48mm ； L3-4=55.5mm；：為了實現齒輪的右端的軸向定位，應將5-6段

29、軸的直徑比4-5段稍微小一些，h>0.07d這里取其直徑為 d4-5=66mm；由于5-6段軸主要是起軸肩的作用，沒有與之相配合的零件，且根據設計方案，這里取L4-5=10mm：5-6段軸要與齒輪配合，故要有一個軸肩，這里我們取h=5mm，所以d5-6=58mm ； 又由于大齒輪齒寬B=55mm ，根據與齒輪相配合部分的軸段長度一般應比輪轂長度短2 ，所以取 L5-6=53mm；6；6-7段只有與軸承相連接，所以取d6-7=40mm L6-7=42.5mm.同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選

30、軸的尺寸公差為m6。軸上零件得周向定位 齒輪，半軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=58mm ， b×h=18×11 ，L=40（mm）。選6008深溝球軸承L1-2=90md1-2=40mmd2-3=40mmL2-3=25mmd2-3=48mmL3-4=55.5mmd4-5=66mmL4-5=10mmd5-6=58mmL5-6=53mmd6-7=40mm L6-7=42.5mm7、確定軸的的倒角和圓角參考教材表15-2，取軸端倒角為1.2×45°，各軸肩處的圓角為2。軸端倒角為1.2×45°，各軸肩處的圓角為25.4 中間軸的校

31、核作用在兩個齒輪上的圓周力： 徑向力：求垂直面的支反力：L3=6.5+24.5+20.25=51.25mm; L2=20.25+10+30=60.25mm;L1=30+25+6.5=61.5mm計算垂直彎矩：求水平面的支承力：計算、繪制水平面彎矩圖： 求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時。通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面，即危險截面的強度根據以上的數據以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力 前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由機械設計教材表查得因此 ，故安全。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所

32、以P=Fr，查表f1=1,fp=1.1,取. 因此該軸承符合要求。鍵的設計與校核：軸上零件得周向定位（1）齒輪，軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=40mm ，由手冊查得平鍵的截面 b×h=12×8mm見表4-1,取L=40mm（比輪轂寬度小些）；按d2-3=40mm ，由手冊查得平鍵的截面 b×h=12×8mm見表4-1,取L=28（mm）（比輪轂寬度小些）。（2）：校核鍵連接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計教材表6-2查得許用擠壓用力=100 ，取中間值，=110MPa 。鍵的工作長度l1=L-b=40-12=28（mm），l2= L-

33、b=28-12=16mm.鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5 ×8=4mm。由式機械設計（6-1）式可得： 由計算可知均小于所以都安全可用。即所選鍵為b×h×L=12×8×40和b×h×L=12×8×286.箱體結構的設計帶式運輸機的展開式二級直齒圓柱齒輪減速器如下表所示：名稱數值（mm）名稱數值（mm）箱座壁厚8底座寬度237箱蓋壁厚8底座高度15底座長度405箱體高度241其他相關尺寸見圖紙。7.潤滑及密封類型的設計1、齒輪采用飛濺潤滑，在箱體上的四個軸承采用脂潤滑，在中間支撐上的兩個軸承采用油潤滑。2、密封