1、 機械設計課程設計 目錄第一章 設計說明書§1.1 設計題目 2§1.2 工作條件 2§1.3 設計工作量 2第二章 機械裝置的總體設計方案§2.1 電動機選擇 3§2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4§2.3 傳動裝置的運動和動力參數計算 5第三章 主要零部件的設計計算§3.1 帶傳動的設計 8§3.2 高速級齒輪傳動設計 11§3.3 低速級齒輪傳動設計 16§3.4軸系結構設計 21§3.5 各軸鍵的選擇及其校核 39第四章 潤滑方式的確定§4.1 傳動裝置的

2、潤滑 40§4.2 軸承的的潤滑 40附表，小結 41第一章 設計說明書§1.1 設計題目設計帶式運輸機的傳動裝置。傳動裝置簡圖如下圖1所示。 圖 1 §1.2 工作條件運輸機單向運轉，工作平穩，運輸帶速度允許速度誤差為-5%+5%，使用期限為8年，小批量生產，單班制工作。運輸帶推力F=2800N,運輸機速度V=1.4m/s,卷筒直徑D=400mm。§1.3 設計工作量（1）減速器裝配圖一張；（2）零件工作圖二（3）設計說明書一份。第二章 機械裝置的總體設計方案§2.1 電動機選擇§選擇電動機類型按工作要求和條件,選用三相籠形異步電動

3、機,封閉式結構, 電壓380V,Y型。§選擇電動機的容量電動機所需工作功率（kW）為 Pd=Pw/a kW工作機所需功率（kW）為 Pw=Fv/1000 kW所以 Pd=Fv/1000a傳動裝置的總效率 a =1242345=0.79 按機械設計課程設計指導書表1確定各部分效率為:帶傳動效率為 1=0.96，軸承（滾子軸承）傳動效率2=0.98，齒輪傳動效率3=0.97(齒輪精度為8級，不包括軸承效率)，聯軸器效率4=0.99（齒輪聯軸器），卷筒的傳動效率5=0.96代入a得a =0.96X0.984X0.972X0.99X0.96=0.79所以 Pd= Fv/1000a=2800X

4、1.4/1000X0.79=4.96 kW§確定電動機轉速 卷筒軸工作轉速為 n=60 X1000v/（D）=60X1000X1.4/(X400)=66.84 r/min按機械設計課程設計指導書表1,取V帶傳動的傳動比i'1=24,二級齒輪i'2=840，則總傳動比i'a=16160, 故電動機轉速的可選范圍為n'd=i'a n=（16160）X66.84=1069.410694.4 r/min符合這一范圍的同步轉速有1500r/min和3000r/min。 根據容量和轉速，查機械零件手冊JB/T 96161999有三種適用的電動機型號，如下表

5、1（質量和價格參考互聯網上的信息） 表1 額定功率為時電動機選擇對總體方案的影響方案電動機型號額定功率/kW同步轉速/滿載轉速/(r/min)電動機質量/kg參考價格/元總傳動比1Y132S1-25.53000/28905292044.882Y132S2-45.51500/144073156022.443Y132S1-45.51500/144069110022.44表1中，三種方案相比較，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量及總傳動比，為使傳動裝置結構緊湊，兼顧考慮電動機的重量和價格，選擇方案3，即所選電動機型號為Y132S1-4。其380V滿載時主要性能見下表2滿載性能型號 額定功率KW 轉

6、速r/min電流（380V時）A 效率% 功率因數起動電流/額定電流起動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y132S14 5.5 1440 8.7785.5 0.84 72.0 2.3§2.2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比§總傳動比ia=nm/n =1440/66.84=21.54§分配傳動裝置各級傳動比 ia= i0 i式中i0、i分別為帶傳動和減速器的傳動比。根據機械設計課程設計指導書表i0 一般范圍24，為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初取i0=2.2，則減速器的傳動比為i= ia / i0=21.54/2.2=9.79 按展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩

7、級大齒輪直徑相近，根據機械設計課程設計指導書圖12展開式曲線查得： i1=3.62, i2= i / i1=2.70 §2.3 傳動裝置的運動和動力參數計算將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為I軸、軸；i0，i，為相鄰兩軸間的傳動比；，為相鄰兩軸間的傳動效率； I，為各軸的輸入功率（kW）； TI，T，為各軸的輸入轉矩（Nm） nI，n，為各軸的轉速(r/min)。§2.3.1 各軸轉速I軸 nI=nm/i0=1440/2.2=654.55r/min軸 n= nI /i1=654.55/3.62=180.81 r/min軸 n= n /i2=180.81/2.70=66.97

8、r/min卷筒軸 nIv= n =66.97 r/min§2.3.2 各軸的輸入功率I軸 PI=Pd = Pd =4.96 X0.96=4.76 kW軸 P= PI 12= PI 2 3=4.76 X0.98 X0.97=4.52 kW軸 P= P 23= P 2 3=4.52 X0.98 X0.97=4.30kW 卷筒軸 PIv = P 34= P 2 4=4.30 X0.98 X0.99=4.17 kW§2.3.3 各軸的輸出功率I軸 P'I =PI 0.98=4.76 X0.98=4.66 kW軸 P'=P 0.98=4.52X0.98=4.43 kW

9、軸 P'= P 0.98= 4.30X0.98=4.21 kW 卷筒軸P'Iv = PIv 0.98=4.17X0.98=4.09 kW§ 各軸輸入轉矩電動機的輸出轉矩：Td=9550 Pd / nm=9550 X4.96/1440=32.89 Nm I輸入轉矩：TI= Td i0 = Td i0 =32.89X2.2X0.96=69.46 Nm T= TI i1 12= TI i1 2 =69.46X3.62X0.98 X0.97=239.02 NmT = T i2 23= T i2 23 =239.02 X2.64X0.98 X0.97=612.21 Nm卷筒軸的

10、輸入轉矩：TIv= T24=612.21 X 0.98 X0.99=593.97 Nm§ 各軸輸出轉矩：I軸 T'I =TI 0.98=69.46X0.98=68.07 Nm軸 T'=T 0.98=239.02 X0.98=234.24 Nm軸 T'=T 0.98= 612.21X0.98=599.97 Nm 卷筒軸T'Iv =TIv 0.98=593.97X0.98=582.09 Nm運動和動力參數的計算結果加以匯總，列出 表3軸名效率P KW轉矩T N.m轉速nr/min 傳動比 i效率輸 入輸 出輸 入輸 出電動機軸4.9632.8914402.

11、20.96I軸4.764.6669.4668.07654.553.620.95軸4.524.43239.02234.24180.812.700.95軸4.304.21612.21599.9766.971.000.97卷筒軸4.174.09593.97582.0966.97第三章 主要零部件的設計計算§3.1 帶傳動的設計按工作要求和條件,選用普通的V帶。計算項目 計算內容 計算結果定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數 由機械設計表11.5 取KA=1.1計算功率 Pc=KAP=1.1×5.5 Pc=6.05KW選帶型號 由機械設計圖11.15 A型小帶輪直徑 由表機械設計表11

12、.6 取D1=125mm大帶輪直徑 D2=（1-）D1n1/n2=(1-0.01) ×125 選D2=280mm ×1440÷654.55=272.25mm重算大帶輪 n2=(1-)D1nm/D2=(1-0.01)×125 轉速n2 ×1440÷280 n2=636.43r/min計算誤差誤差 =（n2nm)/ nm=(654.55-636.43)/ 654.55 =2.77%計算項目 計算內容 計算結果 <5%,在誤差允許范圍，合格。計算帶長初算中心距a' 0.55(D1+D2)+ha'2(D1+D2) （h=

13、8mm ） 0.55(125+280)+8a'2×(125+280) 203.75 a'810 初取a' =520mm帶輪平均直徑Dm Dm=(D1+D2)/2=(125+280)/2 Dm=202.5mm求 =(D2-D1)/2=（280-125）/2 =77.5mm初算帶長L L=Dm+2a+2/a=3.14×202.5+2×520L +77.52÷520 L= 1687.7mm計算中心距和包角實際帶長Ld 查機械設計圖11.3 Ld=1800mm計算準確的a a=(L-Dm)/4+0.25 =(1800-3.14·

14、202.5)/4+0.25× a=576.7mm小輪包角1 1=1800-(D2-D1)/a×57.30=1800-(280-125)/576.7×57.30 1=164.60 1200計算項目 計算內容 計算結果計算帶根數帶速 V=D1n1/60·1000=·125·1440÷ V=9.4m/s 60÷1000 V<25 m/s 合格實際傳動比 i=n1/n2=1440/636.4 i=2.26傳動比誤差 =(i-i0)/i=(2.26-2.2)/2.2 =2.72% <5%,在誤差允許范圍內,所選的

15、傳動比合格帶根數 查機械設計表11.8用插入法 取P0=1.93KW 查機械設計表11.10用插入法 取=0.17KW 查機械設計表11.7插入法 取=0.964KW 查機械設計表11.12 =1.01KW帶根數Z Z= Pc/( P0+)=6.05÷1.01÷ 0.964÷（1.93+0.17）=2.96 Z=3根求軸上載荷 帶質量q 查機械設計表11.4 q=0.1kg/m張緊力 F0=500Pc/(V·Z) ×(2.5-)/+qV2 =500×6.05÷(9.4×5)×(2.5-0.964) 

16、47;0.964+0.1×9.42 F0=111.39 N軸上的載荷 FQ=2Z·F0×sin(1/2)=2×5×111.39× sin(164.60/2) FQ=1103.86N帶輪結構 (結論)普通V帶： A型，Ld=1800mm ，Z=3根，a=576.7mm，n2=636.43r/min，i=2.26(初選的i0=2.2誤差為=2.73%，在誤差允許范圍內,合格)；帶速V=9.4m/s小帶輪 ： D1=125300 ,小帶輪用腹板式； 大帶輪： D2=280300 , 帶輪用孔板式；軸上載荷： FQ =1103.86 N。&#

17、167;3.2 高速級齒輪傳動設計因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調制處理，平均硬度取260HB，大齒輪用45鋼，調制處理,平均硬度取240HB。查表GB/T 699-1988,HBS<350HB,齒輪為軟齒面計算項目 計算內容 計算結果1初步計算轉矩 =TI =69460 Nmm 齒寬系數 由機械設計表12.13 取=0.9接觸疲勞極限 由機械設計圖12.17 取許用接 =0.9×710 =639MPa應力 MPa彈性系數 由機械設計表12.12 取=189.8節點區域系數 由機械設計圖12.16 取=2.5計算項目 計算內容 計算結果使用系數 由機械設計

18、表12.9 取=1.25動載系數 由機械設計圖12.9 取=1.12齒間載荷分配 由機械設計表12.10 系數 取=1.1齒向載荷分配 根據經驗1.051.30 系數 取=1.18載荷分布系數K K=1.25×1.12× 1.1×1.18 K=1.82齒數Z1 經驗數值 20< Z1<40 取Z1=30 Z2= i1 Z1= 3.62×30=108.6 取Z2=108 斷面重合度系數a a=1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)×(1/30+1/108) a=1.74重合度系數Z Z=（4-a）/30.5 Z=0.88初步計算小齒輪

19、 直徑 =61.23mm 取=65mm初算齒寬b b=0.9×65 b=58.5mm校核計算圓周速度v v=d1 nI /(60×1000) =×65×654.55/(60×1000) v=2.23m/s計算項目 計算內容 計算結果精度等級 V<6m/s查表12.6 選8級精度模數m m=/Z1=65/30=2.17 查機械設計表12.3 取m=2.5 則Z1=/ m=65/2.5 =26 Z1=26 Z2= i1 Z1= 3.62×26=94.12 Z2=94接觸最小安全系數 由機械設計表12.14 取=1.05總工作時間 =

20、8×250×8 =16000h應力循環次數 =60n =60×654.55×1×16000 =6.28×108 =/ i1 =6.28×108/ 3.62 =1.73×108接觸壽命系數 由機械設計圖12.18 =0.96 =0.98許用接觸應力 = =642.38MPa =580 ×0.98 / 1.05 =541.33 MPa驗算 = =477.10MP 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。確定傳動主要尺寸計算項目 計算內容 計算結果實際分度圓直徑 = mZ1=2.5×26

21、 =65mm = mZ2=2.5×94 =235mm傳動比i i=/=235/65 i=3.615誤差 =（i1-i）/i1=(3.62-3.615)/3.62 =0.14% <5%, 在誤差允許范圍內，合格中心距 a=150mm齒寬 b=0.9×65=58.5mm 取=69mm =59mm齒根彎曲疲勞強度計算重合度系數 =0.68齒間載荷分布系數 由表12.10得 =1.47齒向載荷分布系數 b/h=59/（2.25×2.5）=10.49由圖12.14 =1.17載荷系數 K=2.41齒形系數 由圖12.21 =2.60 =2.24應力修正系數 由圖12.

22、22 =1.59 =1.80彎曲疲勞極限 由圖12.23c =600MPa =450MPa計算項目 計算內容 計算結果彎曲最小安全系 由表12.14 =1.25應力循環次 由上面的的計算可知 =6.28×108=1.73×108彎曲壽命系數 由圖12.24 =0.92 =0.96尺寸系數 由圖12.25 =0.88許用彎曲應力 =388.81MPa=380.16MPa驗算 =2.601.590.68 =104.27 MPa =/()=104.27×2.24×1.80/(2.60×1.59) =101.70 MPa傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核

23、 ，合格結論： 小齒輪用40Cr，調制處理，齒數Z1=26，模數m1=2.5，小徑d1=65mm;齒厚b1=69mm，螺旋角=00，圓柱直齒齒輪，選8級精度大齒輪用45鋼，調制處理,齒數Z2=94, 模數m2=2.5,小徑d2=235mm，b2=59mm，螺旋角=00，圓柱直齒齒輪，選8級精度兩齒輪中心距為150mm，傳動比i1=3.615 （與i1=3.62 比較，誤差=0.14%，在誤差允許范圍內合格）。§3.3 低速級齒輪傳動設計因傳動尺寸無嚴格限制，批量較小，故小齒輪用40Cr，調制處理，平均硬度取260HB，大齒輪用45鋼，調制處理,平均硬度取240HB。查表GB/T 69

24、9-1988,HBS<350HB,齒輪為軟齒面計算項目 計算內容 計算結果1初步計算轉矩 = T =239020 Nmm 齒寬系數 由機械設計表12.13 取=0.9接觸疲勞極限 由機械設計圖12.17 取計算項目 計算內容 計算結果許用接 =0.9×710 =639MPa應力 MPa彈性系數 由機械設計表12.12 取=189.8節點區域系數 由機械設計圖12.16 取=2.5使用系數 由機械設計表12.9 取=1.25動載系數 由機械設計圖12.9 取=1.12齒間載荷分配 由機械設計表12.10 系數 取=1.1齒向載荷分配 根據經驗1.051.30 系數 取=1.08載

25、荷分布系數K K=1.25×1.12× 1.08×1.18 K=1.78齒數Z3 經驗數值 20< Z3<40 取Z3=30 Z4= i2 Z3= 2.70×30=81 取Z4=82斷面重合度系數a a=1.88-3.2(1/Z3+1/Z4)×(1/30+1/82) a=1.74重合度系數Z Z=（4-a）/30.5 Z=0.88初步計算小齒輪 直徑 =94.64mm 取=95mm計算項目 計算內容 計算結果初算齒寬b b=0.9×95 b=85.5mm校核計算圓周速度v v=d3 n /(60×1000) =&

26、#215;95×180.81/(60×1000) v=0.89m/s精度等級 V<6m/s查表12.6 選8級精度模數m m=/Z3=95/30=3.16 查機械設計表12.3 取m=3 則Z3=/ m=95/3 =31.67 Z3=32 Z4= i2 Z4= 2.7×32=86.4 Z4=88接觸最小安全系數 由機械設計表12.14 取=1.05總工作時間 =8×250×8 =16000h應力循環次數 =60n =60×180.81×1×16000 =1.74×108 =/ i2 =1.74

27、15;108/ 2.7 =0.64×108接觸壽命系數 由機械設計圖12.18 =0.98 =1.22許用接觸應力 = =662.67MPa =580 ×1.22 / 1.05 =673.90MPa驗算 計算項目 計算內容 計算結果= =312.39MPa 計算結果表明，接觸疲勞強度較為合適，齒輪尺寸無需調整。確定傳動主要尺寸實際分度圓直徑 = mZ3=3×32 =96mm = mZ4=3×88 =264mm傳動比i i=/=264/96 i=2.75誤差 =（i- i2）/i2=(2.75-2.70)/2.70 =1.85% <5%, 在誤差允許

28、范圍內，合格中心距 a=180mm齒寬 b=0.9×96=86.4mm 取=87mm =97mm齒根彎曲疲勞強度計算重合度系數 =0.68齒間載荷分布系數 由表12.10得 =1.47齒向載荷分布系數 b/h=87/（2.25×3）=12.89由圖12.14 =1.25載荷系數 K=2.57齒形系數 由圖12.21 =2.50 =2.25應力修正系數 由圖12.22 =1.63 計算項目 計算內容 計算結果 =1.78彎曲疲勞極限 由圖12.23c =600MPa =450MPa彎曲最小安全系 由表12.14 =1.25應力循環次 由上面的的計算可知 =1.74×

29、108 =0.64×108彎曲壽命系數 由圖12.24 =0.96 =0.98尺寸系數 由圖12.25 =0.85許用彎曲應力 =391.68MPa=299.88MPa驗算 =2.501.630.68 =94.10 MPa =/()=94.10× 2.25×1.78/(2.5×1.63) =92.48 MPa傳動無嚴重過載，故不做靜強度校核 ，合格結論： 小齒輪用40Cr，調制處理，齒數Z3=32，模數m=3，小徑d3=96mm;齒厚b3=97mm，螺旋角=00，圓柱直齒齒輪，選8級精度大齒輪用45鋼，調制處理,齒數Z4=88, m=3,小徑d4=264

30、mm，齒厚b4=87mm，螺旋角=00，圓柱直齒齒輪，選8級精度兩齒輪中心距為a=180mm，兩輪傳動比i2=2.75（與i2=2.70比較，誤差=1.85%，在誤差允許范圍內合格）。§3.4軸系結構設計§3.4.1 高速軸的軸系結構設計軸材料選用45剛調質, =650MPa, =360Mpa。根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分七段。計算項目 計算內容 計算結果按許用應力計算與軸材料有關的系數C 查表16.2 C=112軸的最小直徑d1 = =21.70取=25mm小齒輪寬b1 由齒輪設計可知 b1 =69mm確定軸承 查機械零件手冊 滾動軸承6027

31、表9-1GB/T276-1994 計算齒輪受力轉矩； N.mm圓周力 計算項目 計算內容 計算結果徑向力 N軸向力 N計算支承反力水平面反力 N垂直面反 =2140/2 N（各種圖見設計尾部）水平面（xy）受力圖 垂直面（xz）受力圖水平面彎矩圖 垂直面彎矩圖合成彎矩圖M 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 T=T1 T=69460Nmm轉矩圖許用應力 用插入法由表16.3得 =95mpa =55Mpa應力校正系數 =55/95 畫當量彎矩圖計算項目 計算內容 計算結果當量彎矩 aT=59460 X 0.98 aT=40290當量彎矩 在小齒輪中間截面處 = =88700 N.mm在右軸頸中間界面 = =1

32、07900N.mm當量彎矩圖校核軸頸齒根圓直徑 =-2(-c)=65-2(1+0.25)×3 =58.5mm軸頸 = =25.27<59mmdi-ii= 判斷危險面 初步分析I，II，III，IV四個截面有較大的應力和應力集中，下面以截面I為例進行安全系數校核。對稱循環疲勞極限 查表表3.2得=0.44=0.44×650 =286MPa=0.30=0.30×650 =195MPa脈動循環疲勞極限 =1.7=1.7×286 =486MPa =1.6=1.6×195 =312MPa等效系數 =2 - / =2×286-486/486

33、 =0.18 =2 -/=2×195-312/312 =0.25(截面I上的應力)彎矩（截面I） =1100×75 =82500Nm彎曲應力幅 = /W=82500/0.1× =30.6MPa彎曲平均應力 =0 =0 扭轉切應力=T/ =69460/0.2× =12.86MPa扭轉切應力幅和平均切應力 =/2=12.86/2 =6.43MPa(應力集中系數)有效應力集中系數 因在此截面處，有抽直徑變化，過渡圓角半徑r=2mm,由D/d=35/30=1.17,r/d=2/30=0.067和=650MPa從附錄表1中查出（用插值法）=1.67,=1.65表面

34、狀態系數 查機械設計331頁由附錄表5查得=0.92（=3.2 ，=650MPa）尺寸系數 查機械設計由附錄表6查得=0.91，=0.89（按 靠應力集中處的最小直徑30查得。) 安全系數彎曲安全系數 設為無限壽命，=1,由式16.5得計算項目 計算內容 計算結果 = /+ =1×286/×30.6 =4.57扭轉安全系數 = /+ =1×195/×5.1+0.25×5.1 =21.49復合安全系數 S=4.46 S=4.46>1.5S（在S=24內合格）受力圖及彎矩圖：§3.4.2 中間軸的軸系結構設計軸材料選用45剛調質,

35、=650MPa, =360Mpa。根據結構及使用要求,把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分6段。計算項目 計算內容 計算結果按許用應力計算與軸材料有關的系數C 查表16.2 C=112軸的最小直徑d2 = =32.7取=35mm小齒輪寬b2 由齒輪設計可知 b2 =59mm確定軸承 查機械零件手冊 滾動軸承6027 表9-1GB/T276-1994 計算齒輪受力轉矩； N.mm圓周力 計算項目 計算內容 計算結果徑向力 N軸向力 N計算支承反力水平面反力 N垂直面反 2610N =4980-2030-2610 =340N（各種圖見設計尾部）水平面（xy）受力圖 垂直面（xz）受力圖水平面彎矩圖

36、垂直面彎矩圖合成彎矩圖M 畫軸轉矩圖 軸受轉矩 T=T1 T=239020Nmm轉矩圖許用應力 用插入法由表16.3得 =95mpa計算項目 計算內容 計算結果 =55Mpa應力校正系數 =55/95 畫當量彎矩圖當量彎矩 aT=239020 X 0.98 aT=234240N當量彎矩 在小齒輪中間截面處 = =273780N.mm在右軸頸中間界面 = =23800N.mm當量彎矩圖校核軸頸齒根圓直徑 =d3-2(-c)=96-2(1+0.25)×3 =88.5mm軸頸 = =25.27<59mmdi-ii= 判斷危險面 初步分析I，II，III，IV四個截面有較大的應力和應力

37、集中，下面以截面I為例進行安全系數校核。對稱循環疲勞極限 查表表3.2得=0.44=0.44×650 =286MPa計算項目 計算內容 計算結果=0.30=0.30×650 =195MPa脈動循環疲勞極限 =1.7=1.7×286 =486MPa =1.6=1.6×195 =312MPa等效系數 =2 - / =2×286-486/486 =0.18 =2 -/=2×195-312/312 =0.25(截面I上的應力)彎矩（截面I） =950×75 =71250Nm彎曲應力幅 = /W=71250/0.1×453 =28.3MPa彎曲平均應力 =0 =0 扭轉切應力=T/ =239020/0.2×453 =13.11MPa扭轉切應力幅和平均切應力 =/2=13.11/2 =6.56MPa(應力