1、机械设计毕业设计姓名： 班级： 学号： 指导教师： 成 绩： 1 / 43日期：2012 年 6 月 目 录1. 设计目的22. 设计方案33. 电机选择54. 装置运动动力参数计算75.带传动设计 96.齿轮设计187.轴类零件设计288.轴承的寿命计算319.键连接的校核3210.润滑及密封类型选择 3311.减速器附件设计 33 12.心得体会 3413.参考文献 352 / 431. 设计目的机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是：（1）通过课程设计实践，树立正确
2、的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。 （2）学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。（3）通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。（4）学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，查阅设计资料和手册，运用标准和规范等。2. 设计方案及要求据所给题目：设计一带式输送机的传动装置（两级展开式圆柱直齿轮减速器）方案图如下：3 / 43技术与
3、条件说明：1）传动装置的使用寿命预定为 10 年每年按 350 天计算， 每天16 小时计算；2）工作情况：单向运输，载荷平稳，室内工作，有粉尘，环境温度不超过 35 度；3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220 伏；4）运动要求：输送带运动速度误差不超过 ；滚筒传动效率%50.96；5）检修周期：半年小修，两年中修，四年大修。设计要求1）减速器装配图 1 张；2）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写1输送带2电动机3V 带传动4减速器5联轴器4 / 434）相关参数：F=3KN ，V=1.5 ，D=400mm 。sm/3. 电机选择3.1 电动机类型的选择按工作要求和工作条件
4、选用 Y 系列异步三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为 380V。3.2 选择电动机的容量工作机有效 功率 P = ,根据任务书所给数据w10vFF=3KN，V=1.5 。则有：P= = =4.5KWsm105.3从电动机到工作机输送带之间的总效率为=154234式中 ， ， ， ， 分别为 V 带传动效率, 滚动轴承效率，12345齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知 =0.96， =0.99， =0.97， =0.99， =0.99，则有：12345=0.9649.027.9.0.=0.85所以电动机所需的工作功率为：P = = =5.28KW dw85.04
5、取 P =5.5KWd3.3 确定电动机的转速按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 I =840 和带的齿5 / 43传动比 I =24，则系统的传动比范围应为：带I =I =（840） （24）=16200齿 带i工作机卷筒的转速为n = =wDv106min/7.140.35.r所以电动机转速的可选范围为n =I =（16200 ） 71.7dwin/r=（114814340） mi/r符合这一范围的同步转速有 960r/min,1440r/min 和 2900r/min 三种，查询机械设计手册（软件版） 【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y 系列（IP4
6、4）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为 Y132S-4.其满载转速为 1440r/min,额定功率为5.5KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I =207.14wdn2）分配到各级传动比 因为 I = 已知带传动比的合理范围为 24。故取 V 带的传动a齿带 i比 则 I 分配减速器传动比，参考机械设计指导书01i齿 10ia图 12 分配齿轮传动比得高速级传动比 ，低速级传动比为0.7412i6 / 4313.270.423i4.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n =14400m
7、in/r输入功率：P =P =5.5KWd输出转矩：T =9.55 =9.550160nPd61405.=3.6 N4轴（高速轴）转速：n =1 min/720i/r240rin带输入功率：P =P1 KWP28.596.1010 输入转矩T = 9.551165.9n6mN40728.5轴（中间轴）转速：n =2 in/.537.401ri输入功率：P =P 97.028.53212 P=5.1KW输入转矩：T = 9.55226105.9nP610mN5102.35.轴（低速轴）转速：n =3 in/9.71.2ri输入功率：P P97.01.53223 =4.9KW7 / 43输入转矩：
8、T N46363 105.974105.9105.9npm卷筒轴：转速：n mi/9.713r卷输入功率：P =P =4.9卷 4234P9.0.=4.8KW输入转矩： N4646 10.978105.9105.9npT卷 m各轴运动和动力参数表 4.1轴 号 功率（KW ）转矩（N ）m转速（ ）minr电机轴 5.5 3.6 41014401 轴 5.28 7.1 7202 轴 5.1 3.2 5153.23 轴 4.9 6.5 41071.9卷同轴 4.8 6.4 71.9图 4-15.带传动设计5.1 确定计算功率 P ca据2 表 8-7 查得工作情况系数 K =1.1。故有：A8
9、/ 43P =K PcaAKW.0561.5.2 选择 V 带带型据 P 和 n 有2图 8-11 选用 A 带。ca5.3 确定带轮的基准直径 d 并验算带速1（1）初选小带轮的基准直径 d 有2 表 8-6 和 8-8，取小带轮直径 d =125mm。1（2）验算带速 v，有：106425.3106nd=9.42 sm因为 9.42m/s 在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。（3）计算大带轮基准直径 d 2m051d2带id新的传动比 i = =2带5.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d(1)据2式 8-20 初定中心距 a =700mm0(2)计算带所需的基准长度02
10、12104)()(2addaLd 7)5()5(.372=1995mm由2表 8-2 选带的基准长度 L =2000mmd（3）计算实际中心距9 / 43219507200 dLa m703中心局变动范围： da648.mina730.x5.5 验算小带轮上的包角 90.16.5)(18012ad5.6 计算带的根数 z（1）计算单根 V 带的额定功率 P r由 和 r/min 查2表 8-4a 得md251400nP =1.92KW0据 n =1440r/min，i=2 和 A 型带，查28-4b 得P =0.17KW0查2表 8-5 得 K =0.96，K =1.03，于是：LP =(P
11、+ P ) K Kr0=（1.92+0.17） 0.96 1.03 =2.07KW（2）计算 V 带根数 z92.07.56rcaPpZ故取 3 根。5.7 计算单根 V 带的初拉力最小值（F ）min0由2表 8-3 得 A 型带的单位长质量 q=0.1 。所以mkg2min0)5.2()( qvzKPca10 / 4324.91042.936.05)52(=180.6N应使实际拉力 F 大于（F ）00min5.8 计算压轴力 F p压轴力的最小值为：（F ） =2 （F ） sin =2 3 180.6 0.99pminz0min2=1072.76N5.9 带轮设计（1）小带轮设计由 Y
12、132S 电动机可知其轴伸直径为 d=20mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径 d =42mm。有4P 表 14-18 可知062小带轮结构为实心轮。（2）大带轮设计大带轮轴孔取 320mm，由4P 表 14-18 可知其结构为辐板式。626.齿轮设计6.1 高速级齿轮设计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；11 / 432）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 8 级精度；3）材料的选择。由2表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS，大齿轮的材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS，两者硬度差为 40HBS；
13、4）选小齿轮齿数为 Z =24，大齿轮齿数 Z 可由 Z = 得 1 221iZ =112.8，取 113；22.按齿面接触疲劳强度设计按公式：2311 )(2. Hdtt ZuTKd（1）确定公式中各数值1）试选 K =1.3。t2）由2表 10-7 选取齿宽系数 =1。d3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：T =7 N 。140m4）由2表 10-6 查的材料的弹性影响系数 Z =189.8MPE215）由2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 =560MP。1limH 2limH6）由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K
14、 =0.95；1NK =1.05。2HN7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1 ，安全系数 S=1，有012 / 43 = =0.95 580=551MPH1SKHN1lim = =1.05 560=588MP2li(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径 d ，代入 中较小的值t1H1）计算小齿轮的分度圆直径 d ，由计算公式可得：t=66.7mm2351 )18.9(.7410.2. td2)计算圆周速度。v= =2.51m/s10623106ndvt3）计算齿宽 bb= =1 66.7=66.7mmtd14）计算模数与齿高模数 mzmtt 8.72461齿高 ht 6525) 计算齿宽与齿
15、高之比 hb6.10.27hb6）计算载荷系数 K。已知使用系数 K =1，据 v=1.54 ，8 级精度。由2图 10-8Asm得 K =1.07，K =1.46。由2 图 10-13 查得 K =1.40，由2 图vH F10-3 查得 K =K =1故载荷系数：13 / 43K=K K K KvAH=1 1.07 1 1.46=1.56 7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：mKdtt 9.703.156.318）计算模数 m nm =nZd95.247013.按齿根弯曲疲劳强度设计按公式：321FSadnYZKTm（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K K K K =1 1.
16、07 1 1.40AVF=2.352）查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.65，Y =2.171Fa2Fa3）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y =1.58，Y =1.801Sa2Sa4）由2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 =330MP，大1FE齿轮的弯曲疲劳强度极限 =310MP2FE5）由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K =0.90，K =0.951FN2FN6）计算弯曲疲劳许用应力14 / 43取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： =212Mp F1SKFEN14.039 =210MP F2FE2.57）计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY=0
17、.01975 1FSaY285.6= =0.01862FSa0.7经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算m =2.3501975.421.398.5对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =2.5mm，已可满足弯曲疲劳强度。于是有：= =28.36mdZ15.2709取 Z =28，则 Z 4.728=131.611i取 =131，新的传动比 i 4.682z2834.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mm7028.51mzd3.5m.215 / 43（2）计算中心距a 2)(1mZ2.5)318(=198.75mm（3）计算齿轮宽度b= m
18、d701B =75mm，B =70mm125. 大小齿轮各参数见下表高速级齿轮相关参数(单位 mm)表 6-1名称 符号 计算公式及说明模数 m 2.5压力角 o20齿顶高 ah 2.5ahm齿根高 f =( + )m=3.75fc全齿高 h=( + )m=5.62a21d=m Z =701d分度圆直径 2327.52mz1a= m=751a)(ah齿顶圆直径 2d=（ ）=332.52dz齿根圆直径 1f )(1ca=63.7516 / 432fd )2(2chza=321.251b= 1d65.78cos基圆直径 2d= 203中心距 a 198.75)(1d表 6-16.2 低速级齿轮设
19、计1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数1）按要求的传动方案，选用圆柱直齿轮传动；2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用 8 级精度；（GB1009588）3）材料的选择。由2表 10-1 选择小齿轮材料为 45（调质）硬度为 240HBS，大齿轮的材料为 45 钢（正火）硬度为 200HBS，两者硬度差为 40HBS；4）选小齿轮齿数为 Z =24，大齿轮齿数 Z 可由 Z =1 223i得 Z =51.12，取 51；122.按齿面接触疲劳强度设计按公式：d 2.32t1231)(HdtZuTK（1）确定公式中各数值17 / 431）试选 K =1.3。t2）由2表 10-7 选取齿宽系
20、数 =1。d3）计算小齿轮传递的转矩，由前面计算可知：=3.2 N 。2T510m4）由2表 10-6 查的材料的弹性影响系数 Z =189.8MPE215）由2图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限=580MP；大齿轮的接触疲劳强度极限 =560MP。1limH 2limH6）由2图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K =1.07；1NK =1.13。2HN7）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为 1 ，安全系数 S=1，有0 =1.07 580=620.6MPH1SKHNlim =1.13 560=632.8MP22li(2) 计算 确定小齿轮分度圆直径 d ，代入 中较小
21、的值t1H1）计算小齿轮的分度圆直径 d ，由计算公式可得：td 2.32 =104.3mmt235).60819(7.34102.2)计算圆周速度。v =0.51m/s106ndt106.94.18 / 433）计算齿宽 bb= =1 104.3=104.3mmtd14）计算模数与齿高模数 mzmtt 5.34201齿高 h=2.25 =2.25t 9.7.5) 计算齿宽与齿高之比 hb=10.7hb9.731046）计算载荷系数 K。已知使用系数 K =1，据 v=0.51 ，8 级精度。由2图 10-8Asm得 K =1.03，K =1.47。由2 图 10-13 查得 K =1.38，
22、由2 图vH F10-3 查得 K =K =1故载荷系数：K=K K K KvAH=1 =1.5147.103.7)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：d =d =104.3 =109.6mm1t3tK3.158）计算模数 m nm =4.57mmn1Zd24.6093.按齿根弯曲疲劳强度设计19 / 43按公式：m n321FSadYZKT（1）确定计算参数1）计算载荷系数。K=K K K K =1AVF38.10.=1.422）查取齿形系数由2表 10-5 查得 Y =2.65，Y =2.2241Fa2Fa3）查取应力校正系数由2表 10-5 查得 Y =1.58，Y =1.7661S
23、a2Sa4）由2图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 =330MP，大1FE齿轮的弯曲疲劳强度极限 =310MP2FE5）由2图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K =0.95，K =0.971FN2FN6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，则有： =223.9Mp F1SKFEN14.3095 =214.8MP F2FE2.77）计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY0.0187 1FSaY.92358620 / 430.01822FSaY.81476经比较大齿轮的数值大。 （2）设计计算m 3.7mm0187.241.65.对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模
24、数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 m =4mm，已可满足弯曲疲劳强度。 于是有：Z = 27.41md4.609取 Z =27，则 Z 3.27 27=88.29 取 =881 123i 2z新的传动比 i 3.26784.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径mzd1082741352（2）计算中心距a 230mm2)(1mZ24)87(（3）计算齿轮宽度b 108=108mm1dB =113mm，B =108mm125. 大小齿轮各参数见下表21 / 43低速级齿轮相关参数表 6-2(单位 mm)名称 符号 计算公式及说明模数 m 4压力角 o20齿顶高 ah= 4ahm齿根高
25、f =( + )m=5fc全齿高 h=(2 + )m=9ha1d=m Z =1081d分度圆直径 2=m 3522z1a=（ ）m=1161aah齿顶圆直径 2d=（ ）m=3602dz1f=( )mca1=98齿根圆直径 2fd=( )mchza22=3421b 1d.50cos基圆直径 2bd283表 6-222 / 437.轴类零件设计7.1 I 轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面算得 P =5.76KW，n =440r/min， T =1.3 N11150m2.求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 d =70mm1而 F =3625Nt12dT703F =F 3
26、625 =1319Nrtan2tan压轴力 F=1696N3.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据2表15-3，取 A =110，于是得：0d =A 26mmmin033140.75P因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故d=20.33mm，又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取d =32mm，查4P 表 14-16 知带轮宽 B=78mm 故此段轴长取min62076mm。4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-1 23 / 43图 7-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）I-II
27、 段是与带轮连接的其 d =32mm，l =76mm。II2）II-III 段用于安装轴承端盖，轴承端盖的 e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定） 。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与 I-II 段右端的距离为 38mm。故取l =58mm，因其右端面需制出一轴肩故取 d =35mm。I I3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据 d =35mm，由轴承目录里初选 6208 号其尺寸为Id =40mm 80mm 18mm 故 d =40mm。又右边采用轴肩定位BDIV取 =52mm 所以 l =139mm， =58mm， =12mm l4）取安装
28、齿轮段轴径为 d =46mm，齿轮左端与左轴承之间 用套筒定位，已知齿轮宽度为 75mm 为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取 l =71mm。齿轮右边-段为轴 套定位，且继续选用 6208 轴承，则此处 d =40mm。取 l =46mm 24 / 43（3）轴上零件的周向定位齿轮，带轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d 由5P 表 4-1I53查得平键截面 b ,键槽用键槽铣刀加工长为 70mm。同时为810h了保证带轮与轴之间配合有良好的对中性，故选择带轮与轴之间的配合为 ，同样齿轮与轴的连接用平键 14 ，齿轮与轴之间67nH639的配合为 轴承与轴之间的周向定位是
29、用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表 15-2 取轴端倒角为 2 .其他轴肩处圆觉角见图。455.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 7-225 / 43图 7-2现将计算出的各个截面的 M ，M 和 M 的值如下：HVF =1402N F =1613N F =2761N F =864N1NH2N1N2NVM =86924N mM =103457 H2M =171182NVM = = N15210.7.805.mM =M =103457N2HT =1.3 N15m6.按弯扭合成应力校核轴的强度26 / 43进行校核时，通常只校
30、核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 A 是轴的危险截面。则根据2式15-5 及上面的数据，取 =0.6 轴的计算应力:WTMca2321)(=23.7MP352246.010)(前面选用轴的材料为 45 钢，调制处理，由2表 15-1查得 =60Mp， ，故安全。11ca7.2 II 轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩由前面的计算得 P =5.76KW，n =440 ，T =1.3 N11minr150m2.求作用在齿轮上的力已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d =327.5mm d =108mm23而 F =767N1t2dT.53710F =F 767 =
31、279N1rtan2tan 同理可解得：F = 10498N，F =F 1730N2t4dT108.652rtan13.初步确定轴的最小直径现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理据2表 15-3，取 A =110，于是得：0d =A 43.0mmmin 332.1950P27 / 43因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大 5%-7%故d =45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上min承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选 6210 其尺寸为：d =50 故 d =50mm 右端用套筒与齿轮定位，套筒长度BD209I取 24mm 所以 l =
32、48mm I4.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图 7-4图 7-4（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）II -III 段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为 70mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取 l =64mm，d =56mm。II2）III-IV 段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得 l =15mm，d =68mm。 IVIV3）IV-V 段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为 113mm可取 l =109mm，d =56mmVIVI4）V-VI 段为轴承同样选用深沟球轴承 6210，左端用套筒与
33、齿轮定位，取套筒长度为 24mm 则 l =48mm d =50mm VIVI28 / 43（3）轴上零件的周向定位两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按 d 由5P 表 534-1 查得平 b ,按 d 得平键截面 b =166310LhVILh其与轴的配合均为 。轴承与轴之间的周向定位是用过渡107nH配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考2表 15-2 取轴端倒角为 2 .个轴肩处圆觉角见图。455.求轴上的载荷先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7-4。现将计算出的各个截面的 M ，M 和 M 的值如下：HVF =719N F =2822N F =4107N F =7158N1N2N1NV2NVM =49611N HmM =253980N mm 1M =-283383NVM =-644220N2mM = =284000N15210.8mM = =690000N2)(64T =5.6 N5m29 / 43图 7-46.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 B 和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面 B 则根据2式 15-5 及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力WTMca232)(=50.6MP352261.00)(9
