1、. 機 械 設 計 課 程 設 計 說 明 書題 目： 機械設計課程設計 學生姓名： 郭積成 學 號： 2010301051 所在院(系)： 機電學院 專 業： 飛行器制造工程 班 級： 05011001 指 導 教 師： 目 錄任務書-2摘要-3第一部分 傳動裝置的總體設計-4第二部分 傳動零件的設計計算-7第三部分 軸的設計-15第四部分 潤滑油及潤滑方式的選擇-27第五部分 密封及密封的選擇-27第六部分 箱體主要尺寸及數據-27總結-38參考文獻-38 題目4帶式輸送機傳動裝置設計1、課程設計的目的本課程設計為學生提供了一個既動手又動腦，自學，查資料，獨立實踐的機會。將本學期課本上的理

2、論知識和實際有機的結合起來，鍛煉學生實際分析問題和解決問題的能力，提高學生綜合運用所學知識的能力，裝配圖、零件圖的設計繪圖能力。2、課程設計的內容和要求傳動裝置簡圖：1) 題目條件傳動簡圖如圖1-1所示，設計參數如下表1-1。工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期為十年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸允許誤差為5。帶輸送機的輸送效率為0.96 。2)設計原始數據見下表運輸帶速度v/(m/s)1.3m/s運輸帶工作拉力F/KN2.2.卷筒直徑D/mm3903)要求： (1)完成傳動裝置的設計計算。(2)完成各類零件的設計、選擇計算。(3)認真計算和制圖，保證

3、計算正確和圖紙質量。3、主要參考文獻1所學相關課程的教材2機械設計課程設計3機械設計手冊指導教師日期年 月 日教研室意見：年 月 日學生（簽字）： 摘 要機械設計課程設計是在完成機械設計課程學習后，一次重要的實踐性教學環節。是高等工科院校大多數專業學生第一次較全面的設計能力訓練，也是對機械設計課程的全面復習和實踐。其目的是培養理論聯系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關選修課程的理論，結合生產實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。本次設計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設計。根據題目要求和機械設計的特點作者做了以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設計

4、方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數，傳動零件以及軸的設計計算，軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器的選擇及校驗計算， 機體結構及其附件的設計和參數的確定，繪制裝配圖及零件圖，編寫計算說明書。關鍵詞：減速器 帶式運輸機 機械設計 疲勞強度 計算及說明結果 第一部分 傳動裝置的總體設計 一、 傳動方案 1、設計要求：卷筒直徑D=300mm，牽引力F=3400N,線速度V=0.75m/s，連續單向運轉，載荷平衡，空載啟動，使用年限10年，批量生產，兩班制工作，運輸帶的速度誤差允許5%。2、電動機直接由聯軸器與減速器連接，減速器由聯軸器與卷筒連接3、減速器采用二級圓柱齒輪減速器4、方案簡圖如下：

5、二、電動機的選擇 1、選擇電動機的類型 按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型 2、選擇電動機的容量 由電動機至運輸帶的傳動總效率為： （分別是聯軸器、軸承、齒輪、傳動卷筒、鏈條的傳動效率）分別取=0.99、=0.98、=0.99、=0.96、=0.96 所以 3、 確定電動機的轉速: 卷筒軸的工作轉速為 按指導書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳動比 ，故電動機轉速的可選范圍，符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500r/min. 選電動機型號查得型號Y112M-4,封閉式三相異步電動機參數如下：額定功率：4KW滿載轉速：1440r/min同步轉速：15

6、00r/min 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、 總傳動比 2、 分配傳動裝置傳動比取聯軸器傳動比，鏈傳動比為2由公式 求得、四、計算傳動裝置的運動和動力參數 1、計算各軸轉速 軸1 軸2 軸3 2、 計算各軸輸入功率軸1 軸2 軸3 卷筒軸 3、 計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩 1-3軸的輸入轉矩 軸1 軸2 軸3 卷筒軸輸入轉矩 1-3軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.98 運動和動力參數計算結果整理與下項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III滾筒軸IV轉速（r/min81127.4063.70功率（kW）43.963.843.733.

7、51轉矩（Nm）23.4823.2589.73222.13417.96傳動比113.982.842效率10.990.980.980.96第二部分 傳動零件的設計計算一、高速級減速齒輪設計1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1)選用斜齒圓柱齒輪傳動2)運輸機為一般工作機器，速度不高，由有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3)材料選擇：有機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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40HBS。 4)選小齒輪齒數為，大齒輪齒數2、按齒面接觸強度設計 由設計計算公式（10-21）進行試算

8、，即 (1)確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數 2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3)由表10-7選取齒寬系數 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數 5)由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；6)由式10-13計算應力循環次數 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，得: 9)由圖10-30選取區域系數 (2）計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數值：=2.32=40.64mm 2)計算圓周速度v 3)計算尺寬b 4)計算尺寬與齒高比b/h 模數 齒高 5)計算載荷系數 根據，7級精度，由圖

9、10-8（機設書）查得動載系數由表10-2查得使用系數由表10-3查得 由表10-4插值查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=10.69, 查圖10-13得,故載荷系數7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8)計算模數m 3、按齒根彎曲強度設計 由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為 m (1) 確定公式內各計算數值確定計算參數：1) 由圖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) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 3) 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數 ，由式10-12 得： = = = =4) 查取齒型系數和應力校正

10、系數由表105 查得 ；由表105查得；5) 計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數值大。6) 計算載荷系數7) 設計計算=1.30 最終結果：=1.30 (2)對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.30mm并就近圓整為標準值，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有的齒數 ，于是有：小齒輪齒數 取 大齒輪齒數 這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足

11、了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4、 幾何尺寸計算（1）計算中心距 將中心距圓整為 110mm（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 取 ， （5）驗算 ，合適二、低速級減速齒輪設計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)運輸機為一般工作機器，速度不高，有機設書表10-8知，選用7級精度（GB10095-88）3）材料選擇：由機設書表10-1選擇小齒輪材料為40Cr鋼（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40HBS。 4)選小齒輪齒數為，大齒輪齒數 2、按齒面接觸強度設計 由設計計算

12、公式（10-21）進行試算，即 （1）確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數 2)計算小齒輪傳遞的轉矩 3)由表10-7選取齒寬系數 4)由表10-6查得材料的彈性影響系數 5)由圖10-21d按齒面硬度查得：小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；6)由式10-13計算應力循環次數 7)由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 8)計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數S=1，得: 9)由圖10-30選取區域系數 （2）計算 1)試算小齒輪分度圓直徑，代入數值：=2.32=65.19mm 2)計算圓周速度v 3)計算尺寬b 4)計算尺寬與齒高比b/h 模數 齒高 6)計算載荷

13、系數 根據，7級精度，由圖10-8（機設書）查得動載系數 由表10-2查得使用系數由表10-3查得由表10-4查得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式 由b/h=10.53，查圖10-13得，故載荷系數 7)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 8)計算模數m 3、按齒根彎曲強度設計 由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為 由式(1017) m1） 確定計算參數（1） 由圖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） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數 （3）計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數，由式10-12 得 = =310.7Mpa =

14、=247MPa（4）查取齒型系數和應力校正系數由表105 查得；由表105查得；（5）計算大、小齒輪的并加以比較= 大齒輪的數值大。（6）計算載荷系數2) 設計計算m=1.93 最終結果：m=1.93 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要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（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數1.93mm并就近圓整為標準值,但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑，來計算應有齒數，于是有：小齒輪齒數 取 大齒輪齒數 取 這樣設計出的齒輪

15、傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算(1)計算中心距 (2)計算大、小齒輪的分度圓直徑 (4)計算齒輪寬度 取 , (5)驗算 ，合適第三部分 軸的設計一 高速軸的設計1、 選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，其重量無特殊要求故選擇和小齒輪一樣的材料40Cr鋼,調質處理.2、 初步計算軸的最小直徑 用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑d，計算公式： ，選用40Cr調質鋼，查機設書P370表15-3，得 在第一部分中已經選用的選用Y112M-4封閉式三相異步電動機D=28mm。查指導書P175，選用聯軸器LX2

16、，故。 3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案： （2）、各軸的直徑和長度 1）、聯軸器采用軸肩定位，半聯軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸肩對半聯軸器的可靠定位，故選擇 2）、初步確定深溝球軸承 根據初選直徑d2=32，故選用深溝球軸6007：，故， 3）、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時，則相鄰直徑變化要大些，故， 4）軸肩固定軸承，直徑為D6=40mm,L6=4。，5）此處同樣為軸承，所以取， （3）、軸上零件的周向定位 半聯軸器與軸的周向定位采用普通C型平鍵連接，查機設書P143表14-26選用鍵為，半聯軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸

17、的周向定位采用過度配合保證，選軸的直徑尺寸公差m6。（4）、確定軸向圓角和倒角尺寸 參照機設書P365表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑見軸的零件圖（5）、求軸上的載荷 小齒輪分度圓直徑 首先根據軸的結構圖作出以下受力分析圖，在確定軸承的支撐點位置時。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距為，根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，計算該截面出的力與矩： 載荷水平面H垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 （6）、按彎矩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截面強度，根據P373式（15-5）及表中數據，以及軸單向旋轉

18、，扭轉切應力為脈動循環變應力，故取=0.6,軸的計算應力 其中 前面以選定軸的材料為40Cr鋼（調質），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。 (7)、精確校核軸的疲勞強度 1）、判斷危險截面由軸的結構圖以及受力圖和各平面的彎矩圖綜合可知齒輪左端截面5因加工齒輪有尺寸變化，引起應力集中，故該截面左側需校核驗證2)、截面左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩為： 截面上的彎曲應力： 截面上的扭轉應力： 軸的材料為40Cr鋼，調質處理，由機設書P362表15-1查得： 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機設書P40附表3-2查取因 經插入后得： 又由附

19、圖3-1可得軸的材料敏性系數為 則： 由附圖3-2的尺寸系數 由附圖3-3的扭轉尺寸系數 軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量 軸未經表面強化處理，即，則按式3-12及3-14b得綜合系數為： 合金鋼的特性系數 取 取則可計算安全系數 ， 故可知其安全（8）、軸承壽命的校核1)已知軸承的預計壽命 L=2830010=48000h 由所選軸承系6007，查指導書P150表知額定動載荷C=16.2KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 =0 4)當量動載荷P 因軸承運轉中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承2的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承

20、壽命符合要求，確定深溝球軸承6007（9）、鍵的校核 聯軸器與軸：1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得：，所以合適二 中間軸的設計1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調質處理。2、初步計算軸的最小直徑根據表15-3，取，于是根據公式有 選定3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1)根據，選用深溝球軸承6007，尺寸得mm，為了使齒輪3便于安裝，故取，軸承第三段起軸向定位作用，故，第四段裝齒輪2，直徑2)第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L

21、2和L4都要比齒輪三和齒輪二的齒寬略小所以，由指導書得 ， ，（3）軸上零件的周向定位齒輪的周向定位都采用普通平鍵連接，根據，查表6-1得第二段鍵的尺寸為，同理可得第四段鍵的尺寸為，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公差n6 （4）軸上零件的軸向定位 軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與擋油環定位，齒輪采用擋油環與軸肩定位；（5）確定軸上圓角和倒角尺寸 參照表15-2，取軸端倒角，各軸肩出圓角半徑為1mm (6中間軸校核略。（7）鍵的校核小齒輪：1)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得：，所以合適大齒輪：1

22、)選用鍵的系列 2)鍵、軸和聯軸器的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應力，取，鍵的工作長度，鍵的接觸高度，由式6-1得：，所以合適三 低速軸的設計1、選擇軸的材料該軸同樣選取40Cr鋼,調質處理。2、初步計算軸的最小直徑根據表15-3，取，于是根據公式有 選定初選聯軸器LX3，初定軸的最小直徑3、軸的結構設計 （1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案： （2）各軸的直徑和長度 1）聯軸器采用軸肩定位，為了保證半聯軸器軸向的可靠定位，故取 2）初步確定滾動軸承 因軸承受徑向力和軸向力作用大，轉速較小，載荷大，故選用深溝球軸承6007，故,為了便于齒輪安裝，為了使齒輪有較好的軸向定

23、位，取， 軸承，為了便于安裝，其他長度由軸1和軸2的計算方法求得， 3）軸上零件的周向定位 齒輪的周向定位采用普通A型平鍵連接，根據選擇軸上的鍵為，半聯軸器的周向定位采用普通C型平鍵連接，根據選擇軸上鍵為，滾動軸承與軸采用過度配合來保證，直徑公差n6； 4）軸上零件的軸向定位 軸承采用凸緣式端蓋和擋油環來定位，齒輪軸向定位則采用軸肩與擋油環定位 5）確定軸向圓角和倒角尺寸 參照表，去軸端倒角，各軸肩處圓角半徑為1mm。 （6）求軸上的載荷 1）求軸上的力 已知 根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，從軸的結構圖以及彎矩圖可以看出齒輪中心截面受彎矩較大，分別計算兩截面處的力與矩： 載荷水平面H

24、垂直面V支持力F彎矩M總彎矩扭矩 （6）按彎矩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截面強度，根據機設書P373式（15-5）及表中數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，故取=0.6,軸的計算應力 其中前面已選定軸的材料為40Cr鋼（調質），查機設書P362表15-1，得：，因此，故安全。（7）驗算軸承壽命 1)已知軸承的預計壽命 L=2830010=48000h 由所選軸承系6007，查指導書P150表知額定動載荷C=16.2KN2)求兩軸承受到的徑向載荷3)求兩軸承的計算軸向力 =0 4)當量動載荷P 因軸承運轉中有輕微沖擊載荷，故按表13-6取，

25、則： 5)驗算軸承壽命 因 ，所以按軸承1的受力大小來驗算，則： 所以所選軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承6007（8）鍵的校核 齒輪與軸：1）選用鍵的系列 2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由教材查得許用應力，取，鍵的工作長度，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度，則有：，所以合適 軸與聯軸器相連的鍵 3）選用鍵的系列 4）鍵的工作長度，鍵與輪轂、槽的接觸高度，則有：，所以合適 第四部分 潤滑油及潤滑方式的選擇傳動件的潤滑：對于此二級斜齒圓柱齒輪減速器，由傳動零件設計部分可知傳動件的圓周速度遠遠小于12m/s，所以采用浸油潤滑，為此箱體內需有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時沉渣泛起，齒頂到

26、油池底面的距離不小于3050mm,此減速器為40mm。選用標準號為SH0357-92的普通工業齒輪油潤滑，裝至高速級大齒輪齒根圓以上、低速級大齒輪三分之一半徑R以下。軸承的潤滑： 由前面傳動件設計部分知道齒輪圓周速度小于2m/s,故對軸承采用潤滑脂潤滑，為此在軸承旁裝有擋油環以防止潤滑脂流失。采用牌號為2的鈣基潤滑脂（GB491-87）。第五部分 密封及密封的選擇 軸承端蓋于軸間的密封： 由于傳動件的圓周速度小于3m/s,故可由指導書P58選擇密封形式為粗羊毛氈封油圈密封。機蓋與機座聯接處的密封： 為了保證機蓋與機座聯接處密封的可靠性，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精刨，其表面粗糙度應不大于6.3。 第六部分 主要尺寸及數據箱體尺寸:（1） 箱座壁厚=