1、1机械设计基础毕业设 计设 计 计 算 说 明 书题 目 机械设计课程设计 院 系 专 业 姓 名 年 级 指导教师 二零一一年四月2目录一、 设计任务书 (2)二、 系统总体方案设计 (2)三、 电动机选择 (3)四、 计算总传动比及分配各级的传动比 (4)五、 传动参数的计算 (4)六、 传动零件的设计计算 (5)七、 轴的设计 (9)八、 滚动轴承的选择与校核 (20)九、 减速机机体结构尺寸的确定 (21)十、减速机各部位附属零件的设计 (22)十一、润滑方式的确定 (23)十二、设计总结(23)参考文献资料(24)3机械设计毕业设计绞车传动装置的设计一、 设计任务书1，技术参数：卷筒
2、圆周力 F：8500N卷筒转速 n：50r/min卷筒直径 D：450 mm2，工作条件：间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，启动载荷为名义载荷的 1.25 倍。传动比误差为5%，两班制，工作年限 10 年,每隔 2min 工作一次。二、系统总体方案设计根据要求及已知条件对于传动方案的设计可选择二级展开式圆柱齿轮减速器。它能承受较大的载荷且传动平稳，能实现一定的传动比。25三、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机（工作要求：连续工作机器）2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：（查指导书表 3-1）= 3 =0.990.9930.970.970.98=0.2458769 联
3、轴器传动的效率，取 0.99；1 滚动轴承传动的效率（球轴承） ，取 0.99；2 ， 8 级精度齿轮传动的效率，取 0.97（表 3-1） ；34 卷动轴承传动的效率（滚子轴承） ，取 0.98.5(2) 电机所需的工作功率：P =P /dWP =Fv=8501.7=08.5N式中：P 为所需电动机输出的功率，单位 kW；P 为工作机输入的功率，d W单位 kW； 为传动装置的总功率；F 为工作机卷轴的圆周阻力，单位kN；v 为工作机卷轴的线速度，单位 m/s.其中， v= m/snd3.1450=1.75606得 P = =10.03kWd87.9w总3、确定电动机转速：卷筒转速 n =3
4、5r/min按指导书 P14 表 3-2 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围 i =925，由于只有圆柱齿轮减速器，所以总传动比理a时范围为 i =925。故电动机转速的可选范围为 n = i n da=（925）35=315875r/min，符合这一范围的同步转速电动机只有 750r/min 一种。根据容量和转速，由指导书附表 17-7 查出有一种适用的电动机型号，其技术参数及传动比情况如下表：电动机转速/(r/min)电动机型号额定功率 P/kWed同步转速 满载转速总传动比Y180L-8 11 750 730 20.857F=12kNn=35r/minD=400mm
5、=0.8769P =10.03dkW电动机的型号为Y180L-8P =11kWednm=730r/min14、确定电动机型号由于在容量和转速方面只有一种电动机符合要求，且电动机和传动装置的尺寸、重量以及减速器的传动比也符合要求，因此选定电动机型号为Y180L-8，额定功率为 P =11kW，满载转速 nm=730r/min。ed四、计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=n m/n=730/35=20.857取高速级的传动比 i1，低速级的传动比 i2，减速器的传动比为 i3 ， 其中 i3=i，根据指导书中（3-7）得 i1 = 得 i 1 =5.31 3)4.(ii2= i3/i1=2
6、0.857/5.31=3.93五、传动参数的计算 1、 各轴的转速 n（r/min）高速轴一的转速 n 1=nm=730中间轴二的转速 n 2=n1/i1=730/5.31=137.476低速轴三的转速 n 3=n2/i2=137.476/3.93=34.98滚筒轴四的转速 n 4= n3=34.982、 各轴的输入功率 P(kW)高速轴一的输入功率 P 1= Pm c=110.99=10.89中间轴二的输入功率 P 2=P1 1 g=10.458低速轴三的输入功率 P 3=P2 2 g=10.042 滚筒轴四的输入功率 P 4=P3 g c=9.843 Pm 为电动机的额定功率； c为联轴器
7、的效率； g为一对轴承的效率； 1为高速级齿轮传动的效率； 2为低速级齿轮传动的效率。3、 各轴的输入转矩 T（Nm）高速轴一的输入转矩 T 1=9550P1/n1=142.465中间轴二的输入转矩 T 2=9550P2/n2=726.482低速轴三的输入转矩 T 3=9550P3/n3=2741.598滚筒轴四的输入转矩 T 4=9550P4/n4=2687.268 i=20.857i1=5.31i2=3.93i3=20.857n1=730n2=137.476n3=34.98 n4=34.98 P1=10.89P2=10.458 P3=10.042P4=9.843T1=142.465T2=7
8、26.482T3=2741.598T4=2687.2681根据以上数据列出各轴的传动参数的数据表传动参数的数据表电机轴 轴 1 轴 2 轴 3 滚动轴 4功率 P/kW 11 10.89 10.458 10.042 9.843转矩 T/( Nm)143.904142.465 726.4822741.5982687.268转速n/(r/min) 730 730 137.476 34.98 34.98传动比 i 1 5.31 3.93 1效率 0.99 0.9603 0.9603 0.9801六、传动零件的设计计算 圆柱直齿轮传动的设计计算（1）高速级的一对齿轮的设计。根据要求所示，所传递的功率不
9、大，所以齿轮采用软齿面，根据表 10-1 可查得，小齿轮为 40Cr 经调质处理，硬度为 280HBS，大齿轮为 45 钢调质处理硬度为 240HBS，都是一般传动，采用 8 级精度。压力角为 =20o先选小齿轮为 Z1=24,则大齿轮为 Z2=i1Z1=5.3124=1281. 按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d t1321)(2.HEduKT试选载荷系数为 Kt=1.3根据表 10-7 选得齿宽系数 d=1根据表 10-6 选得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 MPa 1/2根据已知条件可以算出转矩 T1=142465Nmm由图 10-21d 查的小齿轮的接触
10、疲劳强度 lim1=600 HMpa 大齿轮接触疲劳强度为 lim2=550 MpaH Kt=1.3d=1ZE=189.8 MPa 1/2T1=142465Nmmlim1=6H00 lim2=550N1=2.1024109N2=0.3959109KHN1=0.91KHN2=0.951由式 10-13 计算应力循环系数N1=60 =6073028300101=2.1024109hjLnN2=N1/5.31=0.3959109由图 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.95取失效概率为 0.01 安全系数为 S=1 1=0.91600=546 MPaH 2=0.95320
11、=522.5 MPa计算带入较小值得出 d1t 71.311mm圆周速度 =2.726m/s106nvt计算齿宽 b b= dd =71.311mmt模数 mt=d1t/Z1=71.311/24=2.971mm齿高 h=2.25mt=2.252.971=6.68mm则齿宽与齿高之比为 b/h=71.311/6.68=10.675计算载荷系数 根据 v=2.726m/s 8 级精度由图10-8 查的 Kv=1.15 直齿轮 =1(P195)FHK由表 10-2 查的使用系数 KA=1由表 10-4 查的疲劳强度计算的齿向载荷分布系数 =1.421 由图HK10-13 得弯曲强度计算的齿向载荷系数
12、 =1.35F故载荷系数 K= =11.1511.421=1.634HVA由（10-10a）得 =79.035mm31tkd计算模数 m=d1/Z1=79.035/24= 3.292、按齿根弯曲强度设计 321FdSaZYKTm由图 10-20c 查的小齿轮弯曲疲劳强度极限FE1=500 MPa 大齿轮 FE2=380 MPa由图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1=0.85KFN2=0.90取弯曲疲劳安全系数 S=1.3（1.251.5） 1=5H46 MPa 2=522.5 MPav=2.726m/sb=71.311mmmt=2.971mmh= 6.68mmb/h=10.67KA=1
13、=1.4H21=1.3F5K=1.634d1=79.035mmm=3.29FE1=500 MPaFE2=380 MPa KFN1=0.851 F1=0.85500/1.3=326.92 MPa F2=0.90380/1.3=263.08 MPa计算载荷系数 K= =11.1511.38=1.587FVAK由表 10-5 查的齿形系数得YFa1=2.65 YFa2=2.1576齿形校正系数YSa1=1.58 YSa2=1.84960128.9.32651FSa57472FSaY设计计算得出 m 2.28经圆整 m=2.5 算出小齿轮齿数 Z1= d1/m=32大齿轮 Z2=170几何尺寸计算小齿
14、轮分度圆直径 d 1=Z1m=322.5=80mmd2=Z4m=1702.5=425mm中心距 a=（d 1+d2）/2=252.5mm齿轮宽度 b= dd1=180=80mm小齿轮齿宽 B1=85mm 大齿轮齿宽 B2=80mm（2）低速级齿轮设计1、按接触疲劳强度设计与第一组齿轮设计类似 取小齿轮 Z3=26 根据Z4=i2Z3=263.93=103按照以上的步骤可得N3=60 =60137.47612830010=0.3959109hjLn2N4=N3/3.93=0.1007109由前面可得 T2=726482Nmm材料和强度都按以前的数据此时取接触疲劳寿命系数 K HN3=0.95 K
15、HN4=0.99 1=0.95600=576 MPaH 2=0.99550=544.5 MPaKFN2=0.90 F1=326.92 F2=263.08K=1.587YFa1=2.65YFa2=2.1576YSa1=1.58YSa2=1.8496m 2.28Z3=32Z4=170d1=80mmd2=425mma=252.5mmb=80mmB1=85mmB2=80mmN3=0.3959109N4=0.1007109T2=90544NmmKHN1=0.95KHN2=0.99 1=57H6 2=544.5b=121.59mt=4.67651=121.59mm321 93.)5.481(72648.t
16、d圆周速度 =0.875m/s106761062ndvtb=1121.59=121.59模数 m t=121.59/26=4.6765h=2.25mt=2.254.6765=10.52b/h=121.59/10.52=11.558根据 v=0.875m/s 8 级精度 K v=1.08直齿轮 =1FH由表 10-2 查的 KA=1由表 10-4 查的 =1.475 由图 10-13 得 43.1FK则载荷系数 K= =11.0811.475=1.549HVA=128.90mm31tkdm=128.90/26=4.96mm2、按弯曲疲劳强度计算 32FdSaZYKTm由图 10-18 取弯曲疲劳
17、寿命系数 KFN1=0.90KFN2=0.95取弯曲疲劳安全系数 S=1.3（1.251.5） F1=0.90500/1.3=346.15 MPa F2=0.95380/1.3=277.69MPa计算载荷系数 K= =11.0811.43=1.544FVAK由表 10-5 查的齿形系数得YFa1=2.6 YFa2=2.1824齿形校正系数YSa1=1.595 YSa2=1.79240198.5.34621FSab/h=11.558Kv=1.08KA=1=1.4H75 43.1FK=1.549d1=128.90mmm=4.96mmKFN1=0.90KFN2=0.95 F1=346.15 F2=2
18、77.69 K=1.544YFa1=2.6YFa2=2.1824YSa1=1.595YSa2=1.7924m 3.60 m=4Z3=3310149.69.27184.2FSaY设计计算 m 3.60 对比圆整后的 m 为 4经圆整 m=4 算出小齿轮齿数 Z3=33大齿轮 Z4=127几何尺寸计算分度圆直径 d 3=Z3m=334=132mmd4=Z4m=1274=508mm中心距 a=（d 3+d4）/2=320mm齿轮宽度 b= dd3=1132=132mm小齿轮齿宽 B3=137mm 大齿轮齿宽 B4=132mm七、轴的设计计算（1）高速轴的设计计算根据前面已知我们可得到该轴上的功率是
19、P1=10.69KW该轴上的转矩是 T1=142465 Nmm 高速级的小齿轮的分度圆直径 d1=80mmN625.380421dFtN43.19tanr先初步估算轴的最小直径。选取材料为 45 钢，调质处理。根据表表 15-3，取 A0=120，于是有36.2970.1330min PAd根据轴上有键槽都在此基础上直径有增量的出最后的为 31mm，我们根据电动机的选择 Y180L-8 型号，查设计教程上的表 17-9 可得电动机的轴径为 48mm，在由电动机的计算转矩为 187.075 Nm,再查17-4 可得联轴器选为 LT7 型号，其轴径为 40-48mm，则轴的最小轴径我们选为 42，
20、即与联轴器相连的轴径为 d1=42mm（如下图中的 d1） ，半联轴器的长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 =84mm，0L则取 =82mm。6L初步拟定轴上零件的装配方案如下：Z4=127d3=132mmd4=508mma=320mmB3=137mmB4=132mmFt=3561.625Ndmin=29.36mmd1=42mm=84mm0LL6=82mm1由联轴器的选择我们可以得到 d1=42mm,则 d2=46mm,d3上装载轴承，根据轴承的选择为 6010 深沟球轴承，查得其参数为dDB=508016，可知轴承宽度为 16mm 内径为 50mm，得出d3=50mm，查指导书
21、中表 15-2 得 d4=56mm，d 5=66mm，d 7根据轴承知道为50mm，则 d6=56mm。根据联轴器的选定 L0=84 得，我们可定 L6=82，L 5中有轴承端盖一般选为 20mm 加上拆卸空间选定为 30mm，L 5=50mm，L 4=24mm为轴承宽度，L 1=16+8+16+4=44mm，B=16mm，b=12mm，L 2=B1-4=81mmL3=137+20+16+8-12=169mm,齿轮、联轴器、与轴的周向定位都是平键连接，由表 6-1 查的齿轮与轴的连接平键的尺寸为 161070，联轴器上的键尺寸为12870，齿轮与轴的配合采取过度配合，允许有过盈配合的精确定位，
22、所以选 H7/r6，联轴器采取过度配合，但不允许过盈，所以选择H7/r6，轴与轴承之间采取过度配合，轴的直径公差采用 k6（具有小过盈量，木锤装配） 。参考表 15-2，取轴端倒角为 245 。求轴上的各个载荷，做出简图可得如下根据轴上的布置，我们画出受力简图如上 L1=66mm L2=223mmd2=46mmd3=50mmd4=56mmd5=66mmd6=56mmd7 =50mmL1=44mmL2=81mmL3=169mmL4=24mmB=16mmb=12mmL5=50mmL6=82mmL1=66mmL2=223mm1根据以上的图所示，可以得出力、弯矩、扭矩。载荷 水平面 H 垂直面 V支反
23、力 FNH1=2748.244N FNH2=813.381 NFNV1=1000.36 NFNV2=296.07 N弯矩 MH=181384.07 Nmm Mv=66911.94 Nmm总弯矩 =193332.33 Nmm2VH扭矩 T=142465Nmm按弯扭合成强度校核轴的强度根据上面的弯矩图和扭矩图我们可以知道在装载齿轮的面上强度最大，即这个面是最危险的，根据表中的数据，取 =0.6轴的计算应力为 12.037Mpa22caMTW有前面所选定的材料 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 1=60Mpa。因此 ，关全。1ca精确校核轴的疲劳强度判断危险截面 M=103989.36 Nm
24、m 640BMpaFH11和 两段上的任意截面都只受扭矩作用， 每个直径都是由扭6L5转强度算出的最小直径取得，所以无需校核。在此我们把 与 之间1L2的截面定位面，我们只需校核面的左右两侧。截面左侧抗弯截面系数 W=0.1d 3=0.1503=12500mm3抗扭截面系数 W T=0.2d3=0.2503=25000mm3则截面的左侧弯矩为=103989.36Nmm65.0.1932M截面上的扭矩 T=142465 Nmm 截面上的弯曲应力为 8.32MPa12036.98WMb截面上的扭曲切应力 5.7MPa54T由材料 45 钢，调质处理可查表 15-1 得 640BMpa根据 r/d=
25、 2/50=0.041275Mpa1paD/d=1.12 在查附表 3-2 中得 又由附图 3-1 可得轴的67.152材料的敏性系数为 ， 故有效应力集中系数为 78.0q80q由附图 3-2 和 3-3 得截面形569.1).(51)(12k状系数 和 扭转剪切尺寸系数 由附图 3-4 得表面质7.0 84.0量系数 92表面未经强化处理即 则按式（3-12）及（3-12a）的综合1q系数649.21kK95.1kK又由碳钢特性系数 知道 0.10.于是，计算安全系数 37.21maKS1275Mpa167.0528q5.00.1.5通过校核轴径的选取在左侧是安全的181.31maKS1.
26、5 故知安全。.2c截面右侧抗弯截面系数 W 按表 15-4 中的公式计算。W=0.1d3=17561.6mm3WT=0.2d3=35123.2 mm弯矩和扭矩都不变，其弯曲应力和扭转切应力为MPab92.5MPaWTb056.4由附表 3-8 求得 .3k72.k表面质量系数为 0.9故得综合系数为 4.31kK8.21k所以右侧安全系数为 31.1maKS72.61maKS1.59.2c故在右侧的截面强度也是足够的。综上所述，所设计的轴的强度符合强度要求。键的设计与校核已知 mm， mm， Nm 参考教材，由式 6-1421d56482.761T可校核键的强度，由于 3844， 5058，
27、所以联轴器与轴的1dd连接平键的尺寸为 bh=128，齿轮与轴的连接平键的尺寸为bh=1610。查表得 =100120MPa通过校核计算，截面的右侧也是安全的，符合 强度要求。bhl=12870bhl=1610701取联轴器处的键长为 70mm，齿轮处的键长为 70mm，= MPa48000hPCnLh 87.645)71.520(36)(036 故可以选用计算中间轴的轴承：已知 n2=137.476 r/min两轴承径向反力： NFr31.24r063轴向力均为 0eFra初步计算当量动载荷 P，根据 P= arpYFXf根据表 13-6， =1.01.2，取 =1.2。pf1根据表 13-
28、5，X=1所以 P=1.2 1244.31=1493.172NP=1.2 4006.33=4807.596N计算轴承 6010 的寿命：48000hPCnLh 32.1067)59.4872(6.130)(613故可以选用。计算低速轴的轴承已知 r/min315.79两轴承径向反力： NFr60.3298轴向力：为 0era初步计算当量动载荷 P，根据 P= arpYFXf根据表 13-6， =1.01.2，取 =1.2。X=1pf所以 P=1.2 3298.60=3958.32N计算轴承 6019 的寿命：48000hPCnLh 38.147)32.95870(.4601)(16 故可以选用
29、。九、 减速器箱体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果箱座厚度 ma83025.11箱盖厚度 1（0.80.85） 8mm 9箱盖凸缘厚度 b1.b13箱座凸缘厚度 516箱座底凸缘厚度 22. 27地脚螺钉直径 fd036fa=+M24地脚螺钉数目 nA250mm 61轴承旁联结螺栓直径 1d10.75fd=M20盖与座联结螺栓直径 2=（0.50.6）2f M12轴承端盖螺钉直径 3=（0.40.5）3f M12视孔盖螺钉直径 4d=（0.30.4）4fdM8定位销直径 =（0.70.8） 2M10， ， 至fd12外箱壁的距离1C查手册表 5-3 342618， 至凸缘f2边缘距离2
30、查手册表 5-3 2816外箱壁至轴承端面距离 1l= + +（58）mm1C2 56大齿轮顶圆与内箱壁距离 1 16齿轮端面与内箱壁距离 22 13箱盖，箱座肋厚 m,1分别为,10.85 、0.85d81m=10轴承端盖外径 2D见图 6-27140（I 轴）140（II 轴）205（III 轴）轴承旁联结螺栓距离 S见图 7-2145（I 轴）145（II 轴）210（III 轴）十、减速器各部位附属零件的设计1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞放
31、油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。1(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺，油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热,机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器，使机体内热空气自由逸处，保证机体内外压力均衡，提高机体有缝隙处的密封性，通气器用带空螺钉制成.(5)启盖螺钉为了便于启盖，在机盖侧边的边缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机
32、盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度，钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形，以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6）定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些，以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.(7)环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运，应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环，并在机座上铸出吊钩。(8)调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.(9)密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件
33、,以防止漏油和污物进入机体内.十一、润滑方式的确定传动零件的润滑采用浸油润滑。滚动轴承的润滑采用脂润滑因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 505(1.2)0/minr号润滑，装至规定高度。十二.设计总结经过二周的时间的设计完成了本课题带式输送机传动装置，该1装置具有以下特点：1）能满足所需的传动比齿轮传动能实现稳定的传动比。2）选用的齿轮满足强度刚度要求由于系统所受的载荷不大，在设计中齿轮采用了腹板式齿轮不仅能够满足强度及刚度要求，而且节省材料，降低了加工的成本。3）轴具有足够的强度及刚度由于二级展开式齿轮减速器的齿轮相
34、对轴承位置不对称，当其产生弯扭变形时，载荷在齿宽分布不均匀，因此，对轴的设计要求最高，设计的轴具有较大的刚度，保证传动的稳定性。4）箱体设计的得体设计减速器的具有较大尺寸的底面积及箱体轮毂，可以增加抗弯扭的惯性，有利于提高箱体的整体刚性。5）由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确，设计也不是十分恰当，但我认为通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考文献李育锡主编 机械设计课程设计 高等教育出版社濮良贵 纪名刚主编 机械设计第八版 高等教育出版社孙 桓 陈作模 葛文杰主编 机械原理第七版 高等教育出版社裘文言 张继祖 瞿元赏主编 机械制图高等教育出版社徐学林主编 互换性与测量技术基础湖南大学出版社
